WO1994016202A1 - Vorrichtung zur variablen steuerung der ventile von brennkraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien laststeuerung von ottomotoren - Google Patents

Vorrichtung zur variablen steuerung der ventile von brennkraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien laststeuerung von ottomotoren Download PDF

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WO1994016202A1
WO1994016202A1 PCT/DE1993/001223 DE9301223W WO9416202A1 WO 1994016202 A1 WO1994016202 A1 WO 1994016202A1 DE 9301223 W DE9301223 W DE 9301223W WO 9416202 A1 WO9416202 A1 WO 9416202A1
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WO
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camshaft
valve
rocker arm
valves
lever
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PCT/DE1993/001223
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English (en)
French (fr)
Inventor
Peter Kreuter
Joachim Reinicke-Murmann
Original Assignee
Meta Motoren- Und Energie-Technik Gmbh
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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
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/20—Adjusting or compensating clearance
    • F01L1/22—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically
    • F01L1/24—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically
    • F01L1/2411—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically by means of a hydraulic adjusting device located between the valve stem and rocker arm
    • 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
    • F01L13/0036—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 the valves being driven by two or more cams with different shape, size or timing or a single cam profiled in axial and radial direction
    • F01L13/0047—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 the valves being driven by two or more cams with different shape, size or timing or a single cam profiled in axial and radial direction the movement of the valves resulting from the sum of the simultaneous actions of at least two cams, the cams being independently variable in phase in respect of each other
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/02—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke
    • F02B2075/022—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle
    • F02B2075/027—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle four

Definitions

  • the invention relates to a device for variable control of the valves of internal combustion engines, in particular for throttle-free load control of gasoline engines via the intake stroke functions of one or more intake valves per cylinder, consisting of two camshafts (1a, 2a) which are actuated via a rocker arm (3a). act on the valve or valves (4a) spring-loaded in the closing direction, one of the two shafts determining the opening function and the other shaft determining the closing function, so that relative rotation of the camshafts (1a, 2a) relative to and / or relative to the Crankshaft the stroke and / or the timing of the valve (s) (4a) can be changed over a wide range.
  • the variability is realized in this valve train in that the opening and closing process is carried out by two separate cams rotating around the crankshaft with an adjustable phase angle. It refers to the description of a mechanical adder with three typical positions, the valve being open only when the control lever is actuated by both cams. With the help of this mechanical adder, infinitely variable valve stroke profiles from zero stroke to maximum stroke can be realized with corresponding variability in the opening duration. Due to the superimposition of the opening and closing flanks with different possible positions of the camshafts relative to one another, however, increased demands are to be placed on the design of the cam functions in order to achieve full valve stroke profiles comparable to conventional valve drives, but also to impermissibly high accelerations in particular to avoid in the partial load range.
  • the above-mentioned laid-open specification proposes a rotatable guide lever mounted in a fixed support, other advantageous options for guiding the control lever in versions with two separate camshafts are not shown.
  • DE-OS 35 19 319 also describes a device for mechanically variable actuation of valves for internal combustion engines using two shafts.
  • a control camshaft rotating at the same speed engages a displaceable bearing point of the pivotable valve lever.
  • the functions "opening” and “closing” are assigned to only one of the two shafts, which consequently also carries conventional lifting functions with opening and closing flanks, while the second additional shaft only has the function that To change the bearing of the swiveling valve lever and thus to control it prematurely.
  • a system of this type also requires a hydraulic valve brake or damping device, which delays the mounting of the valve plate on the valve seat, in all operating states to ensure a controlled closing of the valves.
  • the valve lever which is alternatively designed as a rocker arm or rocker arm, is guided via a stationary crank, the articulation point of which on the valve lever coincides with the center point of a cam roller for tapping off the control camshaft.
  • the invention is based on the object of a mechanical valve train of the generic type already described in principle for variable adjustment of the stroke and opening duration of valves using two camshafts, one camshaft determining the opening function and the other camshaft determining the closing function
  • Design that the set stroke curves of the valve or valves have at least approximately the movement behavior of conventional valve drives, as they are state of the art, in particular with regard to the valve speeds and accelerations that occur.
  • the solution to this problem is based on the idea of defining the essential design features in a manner which gives favorable conditions with regard to the kinematic tapping conditions between tapping members and the camshafts, in particular when using low-friction roller taps.
  • the object is achieved in that, in a device of the type mentioned at the outset, the direction of rotation of the first camshaft (la) is selected such that the instantaneous contact point (P6a) between the first camshaft (la) and rocker arm (3a) during the actuation phase of the first camshaft (la) (opening or closing) to the momentary contact point (P7a) between the second camshaft (2a) and rocker arm (3a) and that the two camshafts rotate in opposite directions at the same speed.
  • a throttle-free load should preferably be Control in gasoline engines can be implemented in the entire operating area.
  • the rocker arm fulfills the combined function of a rocker / rocker arm during an opening process, which rotates around the momentary contact point with the inner camshaft when actuated by the external camshaft as a rocker arm and as a rocker arm when actuated by the internal camshaft current contact point with the outer camshaft rotates.
  • the directions of rotation of the camshafts and the camshaft taps are designed such that when the valves are opened and closed, the instantaneous points of contact of the tap members with the camshafts move towards one another, so that in each case larger transmission ratios Adjust on the transmission lever, which ultimately results in a fuller valve lift curve.
  • the rocker arm Due to its function, the rocker arm cannot be fixed in place like transmission levers in conventional valve drives, but is preferably guided by means of a corresponding device in a plane running through the valve axis and perpendicular to the camshaft axes.
  • This guide is preferably carried out according to claim 2 by a rotatably mounted articulation lever, different advantageous embodiments being possible for the connection of the articulation lever to the rocking lever and its housing-fixed mounting, depending on requirements and geometrical boundary conditions, as described in claims 3 to 7 are described.
  • the device according to the invention also makes it possible to specifically influence the transverse movement of the rocker arm to the valve axis that occurs at the end of the valve stem in order to reduce friction and wear.
  • said mechanically variable valve train is to be designed in such a way that conventional hydraulic valve lash compensation elements can be used to compensate for changes in length in the valve train.
  • special measures are required which are not shown in the patents cited above or elsewhere.
  • the known hydraulic lash adjuster belongs to the state of the art for conventional, non-variably adjustable valve drives in internal combustion engines and represents an important measure for the control points of the valves, which are decisive for the gas change, in different thermal operating states and over the life of the internal combustion engine to keep it sufficiently constant.
  • Hydraulic backlash compensation is also of particular importance in internal combustion engines with variably adjustable valve drives, in particular if the control times of the inlet valves serve for metering the mixture and thus for load control of the internal combustion engine. As a result, the control times can be adhered to more precisely, and the filling deviations from cylinder to cylinder and from cycle to cycle can be minimized in the case of multi-cylinder internal combustion engines. Hydraulic valve lash compensation is particularly necessary in the case of valve drives of the generic type described here, since these react more sensitively to changes in length in the valve train due to the higher number of parts, for example caused by tolerances, thermal expansion and / or wear .
  • FIG. 1 a shows the basic illustration of the twin-camshaft valve train according to the invention for variable control of globe valves with articulation of the rocker arm in the center of a tap element for scanning one camshaft and mounting of the articulated lever in the center of the other camshaft,
  • Fig. 2a shows a possibility for the storage of the housing
  • 3a shows the schematic representation of a guide of the rocker arm on the valve stem end without a link lever
  • Fig. 2b schematically shows the possibility of articulation of the
  • 1c shows a basic possibility for arranging a hydraulic valve clearance compensation element in connection with a manually adjustable stop for basic setting
  • FIG. 2c describing an automatic possibility by means of a further hydraulic length compensation element
  • FIG. 3c an adjustment on an inclined plane
  • FIG. 4c an adjustment of the stop by means of an eccentric
  • Fig. 6c alternative designs for the arrangement of a spring for ensuring the defined contact of the rocker arm in all camshaft positions with (Fig. 5c) and without (Fig. 6c) linkage lever and
  • Fig. 7c a design variant with cross head guidance of the rocker arm at the valve stem end.
  • the basic design of the device according to claim 1 results from Fig. La.
  • the device consists of two camshafts (la, 2a) rotating at the same speed, the cam disks of which act on suitably shaped tapping bodies (7a) and (8a) at the contact points (P6a) and (P7a), which act on a rocker arm (3a ) are connected.
  • the tapping bodies (7a, 8a) can be designed, for example, as rollers, as a result of which particularly favorable friction conditions can be achieved. However, they can also take advantageous embodiments as sliding taps with regard to favorable tapping conditions and small space requirements.
  • the rocking lever (3a) transmits its movement at the contact point (P3a) to a stroke valve (4a) of conventional design which is spring-loaded in the closing direction.
  • a spring (6a) acts on this articulation lever (3a), which has a defined position of the rocker arm (3a) on the camshaft (2a) at the contact point (P7a) and the valve stem end at the contact point (P3a ) ensures at all camshaft positions.
  • the present system works according to a so-called AND circuit.
  • the valves are only opened when both camshafts (1a, 2a) are in engagement via the assigned tapping elements (7a, 8a) of the articulated rocker arm (3a).
  • the movement sequence is to be described as an example for a valve stroke curve:
  • camshaft (la) is the opening shaft with the clockwise direction of rotation and camshaft (2a) the closing shaft with the counterclockwise direction of rotation.
  • Both camshafts each have profiles which are composed of the basic circles (9a, 10a), the lifting circles (11a, 12a) and the rising or falling cam flanks (13a, 14a, 15a, 16a).
  • the process begins with the camshaft (2a) engaging with its lifting circle (12a) from its base circle (10a) via the rising flank (15a) with the tapping element (8a) of the rocker arm (3a), without that the valve (4a) opens as long as the tap element (7a) still rolls on the base circle (9a) of the camshaft (la). Only at the transition from the base circle (9a) to the rising flank (14a) up to the stroke circle (11a) of the cam lü
  • the valve is completely closed when the tapping element (8a) is again in engagement with the base circle (10a) of the camshaft (2a).
  • the subsequent transition of the camshaft (la) from the stroke circle (11a) via the falling flank (13a) to the base circle (9a) is of no importance for the opening course of the valve.
  • the smallest valve strokes with very short opening times are set by rotating the camshaft (2a) with the aid of a suitable device relative to the camshaft (la) and according to its direction of rotation so that the camshaft (la) with its rising flank is already during (14a) the valve (4a) begins to open, the camshaft (2a) with the falling edge (16a) acting on the tapping element (8a) performs the superimposed closing process.
  • the camshaft (2a) For very long valve opening times at maximum stroke, the camshaft (2a) must be adjusted against its direction of rotation to such an extent that the opening camshaft (la) with its stroke circle (11a) acts on the tapping element (6a) and thus the valve (4a) completely is opened, the camshaft (2a) engages the closing process by the transition from the lifting circuit (12a) to the falling flank (16a) on the tapping element (8a) directs.
  • a camshaft phase adjuster known from DE-OS 29 09 803 can be used, as is already used in series production today is used in car engines.
  • a driven wheel is positively connected to a camshaft to be driven via an axially displaceable sleeve provided with a helical groove in such a way that axial displacement of the sleeve results in a relative rotation of the driving wheel with respect to the camshaft to be driven is enough.
  • Characteristic feature of the device described here according to claim 1 is that the direction of rotation of the camshaft (la) near the valve is selected such that the instantaneous contact point (P6a) between the camshaft (la) and tapping element (7a) during the contact phase with the Depending on the function and direction of rotation, the rising or falling flank (14a) of the camshaft (la) moves to the current contact point (P7a) between the camshaft (2a) and the tapping element (8a), and that the camshafts rotate in opposite directions at the same speed .
  • the camshaft (1a) can determine either the opening or the closing function of the valve.
  • the camshaft (2a) then has the point of contact (P7a) between the camshaft (2a) and the tapping element (8a) during the contact phase of the flank (16a ) the camshaft (2a) towards the point of contact (P6a) between the camshaft (la) and tapping element (7a).
  • P7a point of contact
  • the camshaft (2a) the opens function
  • the second camshaft (2a) closes the To determine the function and thus the cam flank (14a) is effective as a rising flank or cam flank (16a) as a descending flank
  • the direction of rotation must accordingly be selected so that the camshaft (la) rotates clockwise and the camshaft (2a) counterclockwise.
  • camshaft (la) as closing shaft and camshaft (2a) as opening shaft
  • camshaft (2a) as opening shaft
  • the direction of rotation must be changed accordingly so that shaft (la) rotates counterclockwise and shaft (2a) clockwise.
  • the cam flank (16a) acts as the rising flank and the cam flank (14a) as the falling flank. Moving the two contact points (P6a) and (P7a) towards each other results in larger transmission ratios which are currently effective for both movements of the rocking lever, the opening and the closing, which leads to a fuller valve stroke curve.
  • the required guidance of the rocking lever can be carried out according to claim 2 by a suitable articulation lever (5a) which is mounted on one side in a housing-fixed manner, for example by means of a shaft / hub connection, rotatably mounted on an axis parallel to the camshafts.
  • the articulated lever is articulated to the rocking lever by means of suitable connecting elements, so that the rocking lever at the connection point with the articulated lever during the lifting process is guided on a circular path section around the articulated lever mounting.
  • a particularly advantageous embodiment is, according to claim 3, the guidance of the rocking lever (3a) by an articulated lever (5a) articulated at point (P4a), the point (P4a) simultaneously being the center point of a suitable tapping element, e.g.
  • the articulation lever (5a) can advantageously be mounted in the center (P2a) of the camshaft (2a) according to claim 4. This also represents advantages through a compact design, low design effort and a small number of components.
  • the storage of the articulation lever (5a) in the stationary system can, however, also take place at one point (P2'a), for example in accordance with claim 5 and as shown by way of example in FIG. B. with the help of a fixed shaft / hub connection with an axis of rotation parallel to the camshafts, the point (P2'a) being at least approximately on a line perpendicular to the valve stem at the level of the valve stem end (P3a).
  • the point (P2'a) can also be the center of the camshaft (2a). If the articulation point is selected in the manner described in this way, the relative movement of the contact point between the rocker arm (3a) and the valve stem end (P3a) is minimal during valve actuation. This enables the use of valves with small stem diameters; Signs of wear due to relative movements between the rocker arm and valve end can also be avoided.
  • a considerable problem in the implementation of the mechanical device for variable valve actuation described here lies in the fact that only a limited cam angle range for the design of the opening and closing flanks is available if the adjustment range of the control times required for throttle-free load control in gasoline engines is to be realized.
  • the characteristic feature of claim 6 is used to solve this problem, the angle (Wla) enclosed by the lines (P4a-Pla) and (P4a-P2a) being smaller than 90 degrees and, at the same time, that of the lines, as shown in FIG (P5a-P2a) and (P5a-P4a) included angles (W2a) is greater than 90 degrees.
  • the point (Pia) represents the center point of the camshaft (la) and the points (P4a) and (P5a) indicate the center points of the radii for the tapping surfaces required on the rocker arm, which are rollers or are firmly connected to the rocker arm , curved or straight sliding taps can act.
  • the advantage of this arrangement is that due to the kinematic tapping conditions during the actuation by camshaft (la) or (2a), a movement of the rocker arm takes place in such a way that the actual duration of the actuation (opening or closing process) compared to that by the given cam contours shortened the duration.
  • the features of claim 7 define a defined position of the rocker arm (3a) at the valve stem end at the contact point (P3a) and on the camshaft (2a) at the contact point (P7a) by applying a force to the linkage lever ( 3a) achieved using a suitable spring (6a).
  • This spring can be arranged, for example, as a tension spring according to FIG. 1 a between the link lever and the housing or as a torsion bar in the housing-fixed bearing of the link lever such that the link lever engages the rocker arm on the valve stem end and on the camshaft (2a) in any position of the two camshafts backs up.
  • rocker arm (3a) is rotatably guided on the valve stem end at point (P3a) in a suitable manner, for example by a ball socket, without a pivoting lever.
  • P3a point
  • the advantage of this arrangement is the reduction in the number of components and the simplicity of the design. It also prevents the rocker arm from sliding on the end of the valve stem.
  • the rocker arm could be guided laterally, for example, by lateral contact surfaces between the tapping elements and cam disks.
  • Characteristic feature of the device shown in FIG. 1b according to claim 9 is the guiding of the rocker arm (3b) by a linkage lever (5b) which, according to a crank mechanism, is arranged on a shaft which is arranged on the shaft (4b) and which rotates with it Eccentric disc (9b) is rotatably mounted.
  • This type of mounting of the articulation lever (5b) imparts a motion to the rocking lever (3b) during a rotary movement of the shaft (4b), which leads to cyclical rolling or sliding movements of the tapping bodies (7b, 8b) on the cam disks of the camshafts (lb, 2b) leads.
  • This superposition of motion can be selected by suitable selection of the eccentric radius (Rlb) (reasonable order of magnitude 2 - 4 mm) and the relative angular position of the eccentric disc (9b) in relation to the angular position of the two camshafts (1) and (2) and the speed of the shaft (4b ) (for example cam shaft speed) are used to favorably influence the tapping conditions between the tapping bodies (7b, 8b) and the respective camshafts (lb, 2b).
  • the device according to the invention it is possible to shorten the time required for the scanning of the cam flanks by the tapping element in order to achieve a faster opening or closing of the valve by the eccentric disc rotating the pivot point of the articulation lever during the opening. movement in the direction of the closing shaft and during the closing process in the direction of the opening shaft. In combination with the choice of the direction of rotation according to claim 1, this effect can be intensified. Conversely, this period can also be extended, for example in order to reduce the dynamic loads during the movement of the valve.
  • the device according to the invention also makes it possible to specifically influence the transverse movement of the rocker arm to the valve axis occurring at point (P3b) in order to reduce friction and wear.
  • a particularly space-saving and therefore advantageous embodiment of the invention results if, according to claim 12, one of the two camshafts (1, 2) carries the eccentric disc (9) at the same time and thus also takes over the function of the shaft (4).
  • each of the two camshafts can determine either the closing or the opening function of the valve.
  • the valve train described is particularly suitable for achieving throttle-free load control in gasoline engines if the closing times of the intake valve vary variably are adjustable.
  • the camshaft which determines the closing function of the valve must be rotatable relative to the crankshaft by a suitable device.
  • one of the two camshafts for example the camshaft (2b), as shown in FIG. 2b, can determine the closing function of the valve (10b) and at the same time carry the eccentric disc (9b).
  • the change in the closing time of the valve (10b) by turning the camshaft (2b) relative to the crankshaft also leads to a corresponding turning of the eccentric disc (9b).
  • the phase position of the movement of the rocker arm (3b) resulting from the arrangement of the linkage bearing arrangement according to the invention changes relative to the opening function, which in this case is determined by the camshaft (lb). It is thereby achieved that the influence of the additional eccentric movement on the opening function of the valve (10b) depends on the set control time.
  • the opening function of the valve (10b), as marked in claim 14 causes in this case the change in the closing time of the valve by turning the camshaft (lb ) no rotation of the eccentric disc (9b) relative to the crankshaft.
  • the phase position of the movement of the rocker arm (3b) resulting from the arrangement of the articulation lever bearing according to the invention changes relative to the closing function, which in this case is determined by the camshaft (lb).
  • the closing function can thus be influenced by the additional eccentric movement as a function of the set control time.
  • connection of the articulation lever can (5b) with the rocker arm (3b) can be advantageously carried out in functional unit with the centers of these bodies, as shown in FIG. 2b.
  • Fig. Lc shows the device according to the invention in connection with a hydraulic
  • Backlash compensation element (10c) which transmits the movement of the rocker arm (3c) at point (P3c) to a conventional valve spring-loaded in the closing direction (4c) and a mechanical one, manually in the direction of the center (Plc) of the camshaft (lc ) adjustable stop (9c) for basic setting.
  • This device ensures that a valve clearance present at point (P3c) is compensated in a conventional manner by the clearance compensation element (10c) by a corresponding extension of the element when the valve (4c) is in the closed position.
  • a further, malfunctioning extension of the play compensation element (10c) becomes in particular during the time of the gap, during which the two camshafts (lc, 2c) are only in contact with the base circle with the assigned tapping elements (7c, 8c) the spring (6c) limited, which according to the claims 15 and 16 is dimensioned such that the play compensation element (10c) cannot lift the rocker arm (3c) against the adjustable stop (9c) against the force exerted by the spring (6c) on the rocker arm (3c).
  • a compression of the play compensation element (10c) by the rocker arm (3c), caused by the force of the spring (6c) is limited by the stop (9c).
  • the stop can be set automatically in accordance with the characterizing feature of claim 17.
  • the mode of operation of this automatic setting device according to the invention is to be explained in more detail below with reference to the exemplary embodiment shown in FIG. 2c.
  • the stop part (11c) which is guided in a bore and is exemplified here as a sleeve, is thus pressed by the spring (13c) against a suitable counter surface on the rocker arm (3c) pressed that the tap body (7c) comes to rest with the camshaft (lc) without play. It is to be ensured through a suitable choice of the springs (13c) and (6c) that the force of the spring (13c) on the stop part (11c) is greater than the force exerted by the spring (6c) on the stop part (11c).
  • the Sink rate of the play compensation element (12c) is advantageously chosen taking into account the force of the spring (13c) so that the adjustment path of the stop part (11c) is very small during the period of the gap.
  • the oscillating lever (3c) is moved again by the camshaft (lc) in the direction of the stop part (11c) until the tapping body (7c) the camshaft (lc) again in the area of the Stroke circle touched.
  • the stop part (11c) is pushed back into the bore and there is a gap between the stop part (11c) and the play compensation element (12c) at the point (P9c), which corresponds to the sinking-in path.
  • the backlash compensation element (12c) can be supplied with pressure oil conventionally, for example via suitable oil bores in the housing and circumferential grooves in the stop part (11c).
  • the desired compensation function of the hydraulic lash adjuster (10c) is also achieved if the stop according to the characterizing feature of claim 18 is adjusted with the aid of a suitable mechanical device so that between the camshaft stroke (lc) and the tapping body ( 7c) there is minimal play at point (P6c) when the tapping body is at the maximum radial distance from the camshaft (lc).
  • the mechanical adjustability of the stop can be realized in various ways, for example by a screw (15c) acting radially on the camshaft (lc) according to FIG. 1c, by a combination of a screw (16c) and an inclined plane (17c 3c or by an adjustable and suitably lockable eccentric (18c) according to FIG. 4c.
  • a spring force on the rocker arm (3c) can advantageously by suitable introduction of a spring force on the rocker arm (3c) a secure, defined contact of the rocker arm (3c) both in the contact point (P7c) between the tapping element (8c) and the camshaft (2c), as well as in the contact point (P3c) between the length compensation element (10c) and the valve stem end be achieved.
  • the introduction of the spring force of the spring (6c) into the rocker arm (3c) advantageously takes place at least approximately in the vicinity of the tap body (7c).
  • the spring can be designed, for example, as a compression or tension spring and can also act on the articulation lever (5c) in accordance with FIG. 1c.
  • FIG. 5c Another embodiment of the spring is given by the characterizing feature of claim 19, corresponding to FIG. 5c.
  • the spring force required is applied by a spring (19c) arranged between the tapping body (7c), which is guided in a longitudinal groove and can be moved radially to the assigned camshaft, here as an example, and the rocker arm (3c).
  • This arrangement is particularly advantageous since the spring (19c) no longer requires a fixed articulation and at the same time ensures that both the tapping body (7c) always maintains contact with the camshaft (lc) and the tapping points which are fixed to the rocker arm always contact their contact surfaces the camshaft (2c) and the valve stem end.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brennkraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien Laststeuerung von Ottomotoren, wobei die Gemischzumessung durch Steuerung von Hubhöhe und Öffnungsdauer der Einlassventile (4a) realisiert wird. Die Vorrichtung besteht aus zwei mit gleicher Drehzahl umlaufenden Nockenwellen (1a, 2a), deren Kurvenscheiben jeweils auf geeignet geformte Abgriffskörper (7a, 8a) wirken, welche mit einem Schwinghebel (3a) verbunden sind. Der Schwinghebel (3a) überträgt seine Bewegung auf ein in Schliessrichtung federbelastetes Hubventil (4a) konventioneller Bauweise. Kennzeichnende Merkmale der Vorrichtung sind vorteilhafte Gestaltungsformen eines derartigen Ventiltriebs, insbesondere bezüglich der Wahl des Drehsinns der beiden Nockenwellen (1a, 2a) und der kinematischen Abgriffsbedingungen im Hinblick auf besonders günstige Hubfunktionen, sowie bezüglich der Anlenkung des Schwinghebels (3a) und einer Vorrichtung für einen automatischen Ventilspielausgleich.

Description

Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von
Brennkraf maschinen, insbesondere zur drosselfreien Laststeuerung von Ottomotoren
Beschreibung
Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brennkraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien Laststeuerung von Ottomotoren über die Ein¬ laßhubfunktionen eines oder mehrerer Einlaßventile pro Zylin¬ der, bestehend aus zwei Nockenwellen (la, 2a), welche über einen Schwinghebel (3a) auf das oder die in Schließrichtung federbelastenden Ventile (4a) wirken, wobei eine der beiden Wellen die Öffnetfunktion und die jeweils andere Welle die Schließtfunktion bestimmt, so daß durch eine relative Verdre¬ hung der Nockenwellen (la, 2a) gegeneinander und/oder gegenüber der Kurbelwelle der Hub und/oder die Steuerzeiten des oder der Ventile (4a) in weiten Bereichen verändert wer¬ den können.
Mechanische Vorrichtungen zur variablen Betätigung der Ven¬ tile unter Verwendung von zwei Wellen sind bereits Gegenstand mehrerer Veröffentlichungen in der Patent- und sonstigen Fachliteratur. Beispielsweise wird in der Offenlegungsschrift DE-OS 35 31 000 eine solche Vorrichtung zur variablen Ventil¬ steuerung für eine Hubkolbenbrennkraftmaschine beschrieben.
Bei diesem Ventiltrieb wird entsprechend dem Oberbegriff der vorliegenden Patentanmeldung die Variabilität dadurch ver¬ wirklicht, daß der Öffnungs- und Schließtvorgang von zwei separaten, mit regelbarem Phasenwinkel zur Kurbelwelle um¬ laufenden Nocken ausgeführt wird. Dabei handelt es sich um die Beschreibung eines mechanischen Addierers mit drei typischen Stellungen, wobei das Ventil nur geöffnet ist, wenn der Steuerhebel von beiden Nocken betätigt wird. Mit Hilfe dieses mechanischen Addierers sind stufenlos variable Ventil¬ hubverläufe von Nullhub bis Maximalhub bei entsprechender Variabilität der Öffnungsdauer realisierbar. Durch die Über¬ lagerung von Öffnet- und Schließtflanke bei unterschiedlich möglichen relativen Stellungen der Nockenwellen zueinander sind jedoch erhöhte Anforderungen an die Gestaltung der Nockenfunktionen zu stellen, um einerseits füllige, mit kon¬ ventionellen Ventiltrieben vergleichbare Ventilhubverläufe zu erzielen, andererseits aber unzulässig hohe Beschleunigungen insbesondere im Teillastbereich zu vermeiden. Für die Führung des Steuerhebels schlägt die o.g. Offenlegungsschrift einen drehbar, in einem ortsfesten Auflager gelagerten Führungshe¬ bel vor, andere vorteilhafte Möglichkeiten zur Führung des Steuerhebels bei Ausführungen mit zwei separaten Nockenwel¬ len werden nicht aufgezeigt.
Die DE-OS 35 19 319 beschreibt ebenfalls eine Vorrichtung zur mechanischen variablen Betätigung von Ventilen für Brenn¬ kraftmaschinen mithilfe von zwei Wellen. Hierbei greift zusätzlich zu einer rotierenden Hubnockenwelle eine mit gleicher Drehzahl umlaufende Steuernockenwelle auf eine ver- schiebliche Lagerstelle des schwenkbaren Ventilhebels. Im Gegensatz zu der vorliegenden Erfindung werden dort aller¬ dings die Funktionen "Öffnen" und "Schließen" nur einer der beiden Wellen zugeordnet, die folglich auch konventionelle Hubfunktionen mit öffnungs- und Schließflanken trägt, während die zweite zusätzliche Welle lediglich die Funktion hat, die Lagerstelle des schwenkbaren Ventilhebels zu verändern und damit vorzeitig abzusteuern. Dadurch ist bei derartigen Systemen, im Gegensatz zu der vorliegenden Vorrichtung, auch eine hydraulische Ventilbrems- oder Dämpfungsvorrichtung un¬ bedingt erforderlich, die das Aufsetzen des Ventiltellers auf den Ventilsitz verzögert, um so bei allen Betriebszuständen ein kontrolliertes Schließen der Ventile zu gewährleisten. Der alternativ als Kipp- oder Schlepphebel ausgeführte Ven¬ tilhebel wird über eine ortsfest gelagerte Kurbel geführt, deren Anlenkpunkt am Ventilhebel mit dem Mittelpunkt einer Nockenrolle zum Abgriff der Steuernockenwelle zusammenfällt. Wegen dieser grundsätzlichen Unterschiede zum Gegenstand der Erfindung ist diese Druckschrift lediglich als technolo¬ gischer Hintergrund einzustufen.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen prinzipiell bereits beschriebenen mechanischen Ventiltrieb der gattungs¬ gemäßen Art zur variablen Einstellung von Hub und Öffnungs- dauer von Ventilen unter Verwendung von zwei Nockenwellen, wobei eine Nockenwelle die Öffnetfunktion und die andere Nockenwelle die Schließtfunktion bestimmt, so zu gestalten, daß die eingestellten Hubkurven des oder der Ventile zumin¬ dest angenähert das Bewegungsverhalten konventioneller Ven¬ tiltriebe, wie sie Stand der Technik sind, aufweisen, insbe¬ sondere bezüglich der auftretenden Ventilgeschwindigkeiten und -beschleunigungen. Die Lösung dieser Aufgabe basiert auf dem Gedanken, die wesentlichen Gestaltungsmerkmale auf eine Weise festzulegen, die günstige Verhältnisse bezüglich der kinematischen Abgriffsbedingungen zwischen Abgriffsgliedern und den Nockenwellen ergibt, insbesondere bei der Verwendung von reibungsgünstigen Rollenabgriffen.
Im einzelen wird die Aufgabe dadurch gelöst, daß bei einer Vorrichtung der eingangs erwähnten Art der Drehsinn der er¬ sten Nockenwelle (la) so gewählt ist, daß sich der momentane Berührpunkt (P6a) zwischen der ersten Nockenwelle (la) und Schwinghebel (3a) während der Betätigungsphase der ersten Nockenwelle (la) (Öffnen oder Schließen) auf den momentanen Berührpunkt (P7a) zwischen der zweiten Nockenwelle (2a) und Schwinghebel (3a) zubewegt und daß die beiden Nockenwellen sich mit gleicher Drehzahl gegensinnig drehen. Vorzugsweise soll mit einer derartigen Vorrichtung eine drosselfreie Last- Steuerung bei Ottomotoren im gesamten Betriebsbereich realisiert werden. Die Voraussetzungen hierfür sind mit den Merkmalen der im Anspruch 1 beschriebenen Vorrichtung dadurch erfüllt, daß einerseits eine stufenlose Verstellbarkeit des Ventilhubs, vornehmlich der Einlaßventile, von Nullhub bis Maximalhub bei ausreichender Variabilität der Schließt- Steuerzeiten durch relative Verdrehung der beiden Nockenwel¬ len gegeneinander möglich ist, andererseits aber auch mit der Festlegung der Drehrichtung und der Abgriffsverhältnisse gün¬ stige Bedingungen bezüglich der kinematischen Bewe¬ gungsabläufe und der Freiheiten bei der geometrischen Gestal¬ tung der Nockenflanken geschaffen werden. Die vorliegende Vorrichtung arbeitet entsprechend einer UND-Schaltung, bei der die Ventile nur dann geöffnet werden, wenn beide Nocken über die zugeordneten Abgriffselemente eines angelenkten Schwinghebels mit ihren Hubfunktionen im Eingriff sind. Dabei erfüllt der Schwinghebel während eines Öffnungsvorgangs die kombinierte Funktion eines Kipp-/Schlepphebels, der bei einer Betätigung durch die außen liegende Nockenwelle als Kipphebel um den momentanen Berührpunkt mit der inneren Nockenwelle dreht und bei Betätigung durch die innen liegende Nocken¬ welle als Schlepphebel um den momentanen Berührpunkt mit der äußeren Nockenwelle dreht. Entsprechend dem kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 der Erfindung sind die Drehrichtungen der Nockenwellen und die Nockenwellenabgriffe so ausgelegt, daß sich beim Öffnen und beim Schließen der Ventile die mo¬ mentanen Berührpunkte der Abgriffsglieder mit den Nockenwel¬ len aufeinanderzubewegen, sodaß sich jeweils größere Über¬ setzungsverhältnisse am Übertragungshebel einstellen, wodurch sich letztlich ein fülligerer Ventilhubverlauf ergibt. Dieser Effekt ist insbesondere deshalb von Nutzen, da die Fülligkeit der Nockenhubfunktionen auf Grund von Fertigungsrandbedin¬ gungen zumeist begrenzt ist. Füllige Ventilhubverläufe sind jedoch bei Vollast zum Erzielen maximaler Zylinderfüllungen ebenso erwünscht und vorteilhaft, wie im Teillastbetrieb bei drosselfreier Laststeuerung von Ottomotoren, da durch das schnelle Zuverfügungstellen der Öffnungsquerschnitte die Steuerungsgenauigkeit deutlich verbessert wird.
Der Schwinghebel kann funktionsbedingt nicht wie Übertra¬ gungshebel bei konventionellen Ventiltrieben ortsfest gelagert werden, sondern wird vorzugsweise mittels einer ent¬ sprechenden Vorrichtung in einer durch die Ventilachse und senkrecht zu den Nockenwellenachsen verlaufenden Ebene geführt. Vorzugsweise wird diese Führung entsprechend Anspruch 2 durch einen drehbar gelagerten Anlenkhebel aus¬ geführt, wobei für die Anbindung des Anlenkhebels an den Schwinghebel sowie seine gehäusefeste Lagerung je nach Anfor¬ derungen und geometrischen Randbedingungen unterschiedliche vorteilhafte Ausführungsformen möglich sind, wie sie in den Ansprüchen 3 bis 7 beschrieben sind. Besonders vorteilhaft, da raumsparend, ist eine drehbare Führung des Schwinghebels am Ventilschaftende unter Verzicht auf einen Anlenkhebel ent¬ sprechend Anspruch 8. Weiterhin kann es zweckmäßig sein, den Anlenkhebel entsprechend den Ansprüchen 9 und 10 auf einer umlaufenden Exzenterscheibe drehbar zu lagern. Die dadurch realisierbare Bewegungsüberlagerung des Schwinghebels kann durch geeignete Wahl des Exzenterradius und der Winkellage der Exzenterscheibe sowie der Drehzahl der Exzenterwelle genutzt werden, um die Abgriffsbedingungen zwischen Schwing¬ hebel und Nockenwellen gezielt zu beeinflussen. Beispielsweise kann die für die Abtastung der Nockenflanken durch die Abgriffskörper am Schwinghebel erforderliche Zeit¬ dauer verkürzt werden, um so ein schnelleres öffnen bzw. Schließen des oder der Ventile zu erreichen. Umgekehrt ist auch eine Verlängerung dieser Zeitdauer realisierbar, beispielsweise um die dynamischen Belastungen während der Ventilbewegung zu verringern. Ebenso erlaubt es die erfin¬ dungsgemäße Vorrichtung, die am Ventilschaftende auftretende Querbewegung des Schwinghebels zur Ventilachse gezielt zu beeinflussen, um Reibung und Verschleiß zu verringern. In einer Ausgestaltung der Erfindung soll der besagte mecha¬ nisch variable Ventiltrieb so gestaltet werden, daß die Ver¬ wendung konventioneller hydraulischer Ventilspielausgleichs- elemente zum Ausgleich von Längenänderungen im Ventiltrieb möglich wird. Hierfür sind in einem gattungsgemäßen Verhält¬ nis besondere Maßnahmen erforderlich, die weder in den oben zitierten Patentschriften, noch an anderer Stelle dargestellt werden. Der an sich bekannte hydraulische Spielausgleich ge¬ hört für konventionelle, nicht variabel verstellbare Ventil¬ triebe in Brennkraftmaschinen zum Stand der Technik und stellt eine wichtige Maßnahme dar, um die für den Gaswechsel entscheidenden Steuerpunkte der Ventile bei unterschiedlichen thermischen Betriebszuständen und über der Lebensdauer der Brennkraftmaschine hinreichend konstant zu halten. Auch bei Brennkraftmaschinen mit variabel verstellbaren Ventiltrieben ist ein hydraulischer Spielausgleich von besonderer Bedeu¬ tung, insbesondere wenn die Steuerzeiten der Einlaßventile zur Gemischzumessung und damit zur Laststeuerung der Brennkraftmaschine dienen. Dadurch können sowohl die Steuerzeiten genauer eingehalten, als auch bei Mehrzylinder- Brennkraftma-schinen die Füllungsabweichungen von Zylinder zu Zylinder und von Zyklus zu Zyklus minimiert werden. Ein hy¬ draulischer Ventilspielausgleich ist vor allem bei Ventil¬ trieben der hier beschriebenen gattungsgemäßen Art erforder¬ lich, da diese aufgrund der höheren Teilezahl empfindlicher auf Längenänderungen im Ventiltrieb, beispielsweise verursa¬ cht durch Toleranzen, thermische Dehnungen und/oder Ver¬ schleiß, reagieren. Andererseits bedarf eine Verwendung han¬ delsüblicher hydraulischer Ventilspielausgleichselemente in varaiblen Ventiltrieben entsprechend der vorliegenden Erfin¬ dung besonderer zusätzlicher Maßnahmen, da bei der Stellung, bei der beide Nocken mit dem Grundkreis auf den Übertra¬ gungshebel wirken, eine Klaffung zwischen Übertragungshebel und Nockenwelle auftritt, die durch einen derartigen automa¬ tischen Längenausgleich nicht kompensiert werden darf. Ent¬ sprechende technische Lösungen finden sich in den Ansprüchen 15 bis 21 .
Im folgenden wird die Erfindung anhand der Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Fig. la die prinzipielle Darstellung des erfindungsgemäßen Zweinockenwellen-Ventiltriebs zur variablen Steuerung von Hubventilen mit Anlenkung des Schwinghebels im Mittelpunkt eines Abgriffs¬ elementes zur Abtastung der einen Nockenwelle und Lagerung des Anlenkhebels im Mittelpunkt der anderen Nockenwelle,
Fig. 2a eine Möglichkeit zur gehäusefesten Lagerung des
Anlenkhebels an einer beliebigen Stelle in Höhe des Ventilschaftendes,
Fig. 3a die schematische Darstellung einer Führung des Schwinghebels auf dem Ventilschaftende unter Verzicht auf einen Anlenkhebel,
Fig. lb die prinzipielle Darstellung einer Anlenkung des Schwinghebels über einen exzentrisch gelagerten Anlenkhebel,
Fig. 2b schematisch die Möglichkeit zur Anlenkung des
Schwinghebels im Mittelpunkt des Abgriffselementes zur Abtastung der einen Nockenwelle bei gleich¬ gleichzeitiger Lagerung des Anlenkhebels auf einer, auf der anderen Nockenwelle rotierenden Exzenter- Exzenterscheibe,
Fig. lc eine prinzipielle Möglichkeit zur Anordnung eines hydraulischen Ventilspielausgleichselementes in Verbindung mit einem manuell einstellbaren Anschlag zur Grundeinstellung, Fig. 2c -
Fig. 4c unterschiedliche Möglichkeiten zur Einstellung des erforderlichen Anschlags, wobei Fig. 2c eine selbsttätige Möglichkeit mittels eines weiteren hydraulischen Längenausgleichselementes beschreibt, Fig. 3c eine Verstellung über eine schiefe Ebene und Fig. 4c eine Verstellung des Anschlags mittels eines Exzenters,
Fig. 5c und
Fig. 6c alternative Gestaltungsformen zur Anordnung einer Feder für das Sicherstellen der definierten Anlage des Schwinghebels bei allen Nockenwellenstellungen mit (Fig. 5c) und ohne (Fig. 6c) Anlenkhebel und
Fig. 7c eine Gestaltungsvariante mit Kreuzkopfführung des Schwinghebels am Ventilschaftende.
Die grundsätzliche Gestaltung der Vorrichtung entsprechend Anspruch 1 ergibt sich aus Fig. la. Die Vorrichtung besteht aus zwei, mit gleicher Drehzahl umlaufenden Nockenwellen (la, 2a), deren Kurvenscheiben jeweils an den Kontaktstellen (P6a) und (P7a) auf geeignet geformte Abgriffskörper (7a) bzw. (8a) wirken, welche mit einem Schwinghebel (3a) verbun¬ den sind. Dabei können die Abgriffskörper (7a, 8a) beispielsweise als Rollen ausgeführt sein, wodurch sich be¬ sonders günstige Reibungsbedingungen erzielen lassen. Sie können aber auch als Gleitabgriffe bezüglich günstiger Ab¬ griffsbedingungen und geringen Bauraumbedarfs vorteilhafte Ausführungsformen einnehmen. Der Schwinghebel (3a) überträgt seine Bewegung an der Kontaktstelle (P3a) auf ein in Schließrichtung federbelastetes Hubventil (4a) konven¬ tioneller Bauweise. Aufgrund des überlagerten Bewegungsab¬ laufs des Schwinghebels (3a) kann dieser nicht unmittelbar auf einem gehäusefesten Drehpunkt gelagert werden, sondern muß über andere geignete Maßnahmen geführt werden. In Fig. la erfolgt diese Führung über einen Anlenkhebel (5a), welcher in dieser speziellen Darstellung mit dem einen Ende beispielhaft im Mittelpunkt (P4a) einer Rolle (7a) zum Abtasten der ven¬ tilnahen Nockenwelle (la) am Schwinghebel (3a) angelenkt ist und mit dem anderen Ende im Mittelpunkt (P2a) der Nockenwelle (2a) drehbar gelagert ist. Zusätzlich greift an diesen An¬ lenkhebel (3a) eine Feder (6a) an, welche eine definierte An¬ lage des Schwinghebels (3a) an der Nockenwelle (2a) an der Kontaktstelle (P7a) und dem Ventilschaftende an der Kontakt¬ stelle (P3a) bei sämtlichen Nockenwellenstellungen sicher¬ stellt.
Das vorliegende System arbeitet entsprechend einer sogenann¬ ten UND-Schaltung. Dabei werden die Ventile nur dann geöff¬ net, wenn sich beide Nockenwellen (la, 2a) über die zugeord¬ neten Abgriffselemente (7a, 8a) des angelenkten Schwinghebels (3a) im Eingriff befinden. Zur Verdeutlichung soll der Bewegungsablauf beispielhaft für einen Ventilhubverlauf beschrieben werden:
Entsprechend Fig. la sei Nockenwelle (la) die Öffnet-Welle mit Drehrichtung im Uhrzeigersinn und Nockenwelle (2a) die Schließt-Welle mit Drehrichtung entgegen Uhrzeigensinn. Beide Nockenwellen weisen jeweils Profile auf, die sich zusam¬ mensetzen aus den Grundkreisen (9a, 10a), den Hubkreisen (11a, 12a) und den ansteigenden bzw. abfallenden Nocken¬ flanken (13a, 14a, 15a, 16a). Der Vorgang beginnt damit, daß die Nockenwelle (2a) von ihrem Grundkreis (10a) über die an¬ steigende Flanke (15a) mit ihrem Hubkreis (12a) in Eingriff geht mit dem Abgriffselement (8a) des Schwinghebels (3a), oh¬ ne daß sich das Ventil (4a) öffnet, solange das Abgriffsele¬ ment (7a) noch auf dem Grundkreis (9a) der Nockenwelle (la) abrollt. Erst beim Übergang vom Grundkreis (9a) auf die an¬ steigende Flanke (14a) bis hin zum Hubkreis (11a) der Nocken- lü
welle (la) am Abgriffselement (7a) vollzieht der dann vorneh¬ mlich als Schlepphebel arbeitende Schwinghebel (3a) eine Drehbewegung um den momentanen Berührpunkt (P7a) und das Ven¬ til (4a) beginnt sich entsprechend der Nockenfunktion der Welle (la) und dem momentanen Übersetzungsverhältnis des Schwinghebels (3a) zu öffnen. Sobald das Abgriffselement (8a) des Schwinghebels (3a) sich auf der abfallenden Flanke (16a) der gegensinnig drehenden Nockenwelle (2a) abzurollen be¬ ginnt, setzt eine überlagerte Drehbewegung des nun vornehm¬ lich als Kipphebel arbeitenden Schwinghebels (3a) um den mo¬ mentanen Berührpunkt (P6a) ein, die den Schließtvorgang des Ventils (4a) einleitet. Das Ventil ist vollständig geschlossen, wenn das Abgriffselement (8a) wieder mit dem Grundkreis (10a) der Nockenwelle (2a) in Eingriff steht. Der anschließende Übergang der Nockenwelle (la) vom Hubkreis (11a) über die abfallende Flanke (13a) auf den Grundkreis (9a) ist für den Öffnungsverlauf des Ventils ohne Bedeutung. Durch stufenloses Verdrehen der Nockenwelle (2a) gegenüber der Nockenwelle (la) ist somit eine kontinuierliche Verstel¬ lung des Ventilhubverlaufs von Nullhub bis zu extrem langen Öffnungsdauern bei Maximalhub möglich. Dabei werden kleinste Ventilhübe bei sehr kurzen Öffnungsdauern dadurch eingestellt, daß die Nockenwelle (2a) mit Hilfe einer geeigneten Vorrichtung relativ zur Nockenwelle (la) und ent¬ sprechend ihrem Drehsinn so verdreht wird, daß bereits während die Nockenwelle (la) mit ihrer ansteigenden Flanke (14a) das Ventil (4a) zu öffnen beginnt, die Nockenwelle (2a) mit der auf das Abgriffselement (8a) wirkenden abfallenden Flanke (16a) den überlagerten Schließvorgang vollzieht. Für sehr lange Ventilöffnungsdauern bei Maximalhub muß die Nockenwelle (2a) entgegen ihrem Drehsinn soweit verstellt werden, daß erst nachdem die Öffnungs-Nockenwelle (la) mit ihrem Hubkreis (11a) auf das Abgriffselement (6a) wirkt und damit das Ventil (4a) komplett geöffnet ist, die Nockenwelle (2a) durch den Übergang von Hubkreis (12a) auf die abfallende Flanke (16a) am Abgriffselement (8a) den Schließtvorgang ein- leitet .
Für die Verdrehung der Nockenwelle (2a) gegenüber der Welle (la) bzw. gegenüber der Kurbelwelle kann beispielsweise, wenn auch nur eingeschränkt, ein aus der DE-OS 29 09 803 bekannter Nockenwellen-Phasenversteller verwendet werden, wie er heute schon in serienmäßiger Anwendung in PKW-Motoren eingesetzt wird. Bei einem derartigen Versteller ist ein angetriebenes Rad über eine axial verschiebbare, mit einer schraubenför¬ migen Nut versehenen Hülse derart mit einer anzutreibenden Nockenwelle formschlüssig verbunden, daß durch eine axiale Verschiebung der Hülse eine relative Verdrehung des antrei¬ benden Rades gegenüber der anzutreibenden Nockenwelle er¬ reicht wird.
Kennzeichnendes Merkmal der hier beschriebenen Vorrichtung gemäß Anspruch 1 ist, daß der Drehsinn der ventilnahen Nockenwelle (la) so gewählt wird, daß sich der momentane Berührpunkt (P6a) zwischen Nockenwelle (la) und Abgriffsele¬ ment (7a) während der Kontaktphase mit der, je nach Funktion und Drehrichtung als ansteigend oder abfallend wirksamen Flanke (14a) der Nockenwelle (la) auf den momentanen Berühr¬ punkt (P7a) zwischen Nockenwelle (2a) und Abgriffselement (8a) zubewegt, und daß die Nockenwellen sich mit gleicher Drehzahl gegensinnig drehen. Hierbei kann die Nockenwelle (la) entweder die Öffnet- oder die Schließtfunktion des Ven¬ tils bestimmen. Zwangsläufig ergibt sich dann für die Nocken¬ welle (2a), daß sich der Berührpunkt (P7a) zwischen Nocken¬ welle (2a) und Abgriffselement (8a) während der Kontaktphase der wiederum je nach Funktion und Drehrichtung als abfallend oder ansteigend wirksamen Flanke (16a) der Nockenwelle (2a) auf den Berührpunkt (P6a) zwischen Nockenwelle (la) und Ab¬ griffselement (7a) zubewegt. Für das bereits oben beschrie¬ bene Beispiel, bei der die ventilnahe Nockenwelle (la) die Öffnet-Funktion und die zweite Nockenwelle (2a) die Schließt- Funktion bestimmen und somit Nockenflanke (14a) als an¬ steigende bzw. Nockenflanke (16a) als absteigende Flanke wirksam sind, muß dementsprechend der Drehsinn so gewählt werden, daß Nockenwelle (la) mit dem Uhrzeigersinn und Nockenwelle (2a) entgegen dem Uhrzeigersinn drehen. Bei umgekehrter Zuordnung der Funktionen der beiden Nockenwellen (Nockenwelle (la) als Schließtwelle und Nockenwelle (2a) als Öffnetwelle) muß dementsprechend die Drehrichtung verändert werden, so daß Welle (la) entgegen Uhrzeigersinn und Welle (2a) mit Uhrzeigersinn drehen. Dadurch wirken in diesem Fall Nockenflanke (16a) als ansteigende und Nockenflanke (14a) als abfallende Flanken. Durch dieses Aufeinanderzubewegen der beiden Berührpunkte (P6a) und (P7a) ergeben sich für beide Bewegungsabläufe des Schwinghebels, das Öffnen und das Schließen, momentan wirksame größere Übersetzungsverhält¬ nisse, was zu einem fülligeren Ventilhubverlauf führt. Durch diesen Vorteil einer günstigen Beeinflußung der kinematischen Bewegungsverhältnisse, insbesondere des jeweils momentan wirksamen Übersetzungsverhältnisses, ergeben sich größere Freiheiten bei der geometrischen Gestaltung der Nocken¬ flanken, deren Fülligkeit auf Grund von Fertigungsrandbedin¬ gungen zumeist begrenzt ist. Damit können füllige Ventilhub¬ verläufe sowohl bei Vollast gezielt zur Verbesserung der maximalen Zylinderfüllung genutzt werden, als auch im Teil¬ lastbereich bei ungedrosselter Laststeuerung zur Verbesserung der Steuerungsgenauigkeit durch ein schnelles Öffnen und Schließen der Ventile.
Die erforderliche Führung des Schwinghebels kann entsprechend Anspruch 2 durch einen geeigneten Anlenkhebel (5a) erfolgen, der auf der einen Seite gehäusefest, z.B. mittels einer Wel- len-/Nabenverbindung drehbar auf einer Achse parallel zu den Nockenwellen gelagert ist. Auf der anderen Seite ist der An¬ lenkhebel mittels geeigneter Verbindungselemente am Schwing¬ hebel gelenkig befestigt, sodaß der Schwinghebel an der Ver¬ bindungsstelle mit dem Anlenkhebel während des Hubvorgangs auf einem Kreisbahnausschnitt um die gehäusefeste Anlenkhe- bellagerung geführt wird. Eine besonders vorteilhafte Aus¬ führungsform stellt hierbei gemäß Anspruch 3 die Führung des Schwinghebels (3a) durch einen im Punkt (P4a) angelenkten An¬ lenkhebel (5a) dar, wobei der Punkt (P4a) gleichzeitig Mit¬ telpunkt eines geeigneten Abgriffselementes, z. B. einer Rolle, zur Abtastung der Nockenwelle (la) ist. Hierdurch las¬ sen sich konstruktive Vorteile bzgl. Bauraum und Baufwaufwand durch Doppelfunktion von Bauteilen (z.B. Führungsachse) er¬ zielen. Im ortsfesten System kann der Anlenkhebel (5a) vorteilhaft entsprechend Anspruch 4 im Mittelpunkt (P2a) der Nockenwelle (2a) gelagert werden. Auch hiermit sind Vorteile durch kompakte Bauweise, geringen konstruktiven Aufwand sowie geringe Bauteilzahl darzustellen.
Die Lagerung des Anlenkhebels (5a) im ortsfesten System kann aber auch gemäß Anspruch 5 und wie beispielhaft in Fig. 2a dargestellt, in einem Punkt (P2'a) erfolgen, z. B. mit Hilfe einer gehäusefesten Wellen-/Nabenverbindung mit einer Drehachse parallel zu den Nockenwellen, wobei der Punkt (P2'a) zumindest angenähert auf einer Linie senkrecht zum Ventilschaft in Höhe des Ventilschaftendes (P3a) liegt. Dabei kann der Punkt (P2'a) gemäß Anspruch 4 auch Mittelpunkt der Nockenwelle (2a) sein. Wird der Anlenkpunkt in der so beschriebenen Weise gewählt, so ist die relative Bewegung des Kontaktpunktes zwischen dem Schwinghebel (3a) und dem Ventilschaftende (P3a) während der Ventilbetätigung minimal. Hierdurch ist die Verwendung von Ventilen mit kleinen Schaft' durchmessern möglich; ebenso können Verschleißerscheinungen infolge Relativbewegungen zwischen Schwinghebel und Ven¬ tilschaftende vermieden werden.
Ein erhebliches Problem bei der Ausführung der hier beschrie¬ benen mechanischen Vorrichtung zur variablen Ventilbetätigung besteht in der Tatsache, daß für die Gestaltung der Öffnungs¬ bzw. Schließflanken nur ein begrenzter Nockenwinkelbereich zur Verfügung steht, wenn der für eine drosselfreie Last¬ steuerung bei Ottomotoren erforderliche Verstellbereich der Steuerzeiten realisiert werden soll. Zur Lösung dieses Pro¬ blems dient das kennzeichnende Merkmal des Anspruches 6, wobei entsprechend Fig. la der von den Strecken (P4a-Pla) und (P4a-P2a) eingeschlossene Winkel (Wla) kleiner als 90 Grad ist und gleichzeitig der von den Strecken (P5a-P2a) und (P5a- P4a) eingeschlossene Winkel (W2a) größer als 90 Grad ist. Hierbei stellt der Punkt (Pia) den Mittelpunkt der Nockenwelle (la) dar und die Punkte (P4a) bzw. (P5a) kennzeichnen die Mittelpunkte der Radien für die am Schwinghebel erforderlichen Abgriffsflächen, wobei es sich um Rollen oder um mit dem Schwinghebel fest verbundene, gekrümmte oder gerade Gleitabgriffe handeln kann. Der Vorteil dieser Anordnung besteht darin, daß infolge der kinematischen Abgriffsbedingungen während der Betätigung durch Nockenwelle (la) bzw. (2a) eine Bewegung des Schwinghebels so erfolgt, daß sich die tatsächliche Dauer der Betätigung (Öffnungs- bzw. Schließvorgang) gegenüber der durch die jeweiligen Nockenkonturen vorgegebenen Dauern verkürzt.
Durch die Merkmale des Anspruches 7 wird eine definierte An¬ lage des Schwinghebels (3a) am Ventilschaftende an der Kon¬ taktstelle (P3a) und an der Nockenwelle (2a) an der Kontakt¬ stelle (P7a) durch Aufbringen einer Kraft auf den Anlenkhebel (3a) unter Verwendung einer geeigneten Feder (6a) erreicht. Diese Feder kann beispielsweise als Zugfeder entsprechend Fig. la zwischen Anlenkhebel und Gehäuse oder als Drehstab¬ feder im gehäusefesten Lager des Anlenkhebels derart angeordnet werden, daß der Anlenkhebel die Anlage des Schwinghebels am Ventilschaftende und an der Nockenwelle (2a) bei jeder Stellung der beiden Nockenwellen sichert. Hierdurch werden einerseits Undefinierte Bewegungen des Schwinghebels bei einer Stellung der Nockenwellen (la, 2a) vermieden, bei der beide Nocken mit dem Grundkreis (9a, 10a) auf das Ab- griffselement (7a, 8a) wirken und es dadurch zwangsläufig zu einer Klaffung zwischen Übertragungshebel und Nockenwelle kommt, andererseits wird so die Zahl der Bewegungsphasen des Schwinghebels auf das erforderliche Minimum verringert.
Eine weitere günstige Ausführungsform der Führung des Schwinghebels ist durch das kennzeichnenden Merkmal gemäß Anspruch 8 beschrieben und in Fig. 3a dargestellt. Hierbei wird der Schwinghebel (3a) unter Verzicht auf einen Anlenkhe¬ bel auf geeignete Weise, beispielsweise durch eine Kugel¬ pfanne, auf dem Ventilschaftende im Punkt (P3a) drehbar geführt. Der Vorteil dieser Anordnung besteht in der Ver¬ ringerung der Bauteilezahl und der Einfachheit der konstruk¬ tiven Ausführung. Außerdem wird damit ein Gleiten des Schwinghebels auf dem Ventilschaftende verhindert. Die seitliche Führung des Schwinghebels könnte bei dieser Aus¬ gestaltung beispielsweise durch seitliche Anlaufsflächen zwischen Abgriffselementen und Nockenscheiben erfolgen.
Kennzeichnendes Merkmal der in Fig. lb dargestellten Vorrich¬ tung gemäß Anspruch 9 ist die Führung des Schwinghebels (3b) durch einen Anlenkhebel (5b), der entsprechend einem Kurbel¬ trieb auf einer auf der Welle (4b) angeordneten und mit die¬ ser umlaufenden Exzenterscheibe (9b) drehbar gelagert ist. Durch diese Art der Lagerung des Anlenkhebels (5b) wird dem Schwinghebel (3b) bei einer Drehbewegung der Welle (4b) eine Bewegung aufgeprägt, welche zu zyklischen Roll- bzw. Gleit¬ bewegungen der Abgriffskörper (7b, 8b) auf den Nockenscheiben der Nockenwellen (lb, 2b) führt. Diese überlagern sich der, durch die Drehung der Nockenwellen (lb, 2b) verursachten Ab¬ tastbewegung der Abgriffselemente (7b, 8b) gegen die Nocken¬ scheiben. Diese Bewegungsüberlagerung kann durch geeignete Wahl des Exzenterradius (Rlb) (sinnvolle Größenordnung 2 - 4 mm) und der relativen Winkelstellung der Exzenterscheibe (9b) in Bezug auf die Winkellage der beiden Nockenwellen (1) und (2) sowie der Drehzahl der Welle (4b) (beispielsweise Nocken- wellendrehzahl) genutzt werden, um die Abgriffsbedingungen zwischen den Abgriffskörpern (7b, 8b) und den jeweiligen Nockenwellen (lb, 2b) günstig zu beeinflussen. Beispielsweise ist es mit der erfindungsgemäßen Vorrichtung möglich, die für die Abtastung der Nockenflanken durch die Abgriffselement er¬ forderliche Zeitdauer zu verkürzen, um ein schnelleres Öffnen bzw. Schließen des Ventils zu erreichen, indem die Exzenter¬ scheibe den Drehpunkt des Anlenkhebels während des öff- nungsvorgangs in Richtung der Schließtwelle bewegt und beim Schließtvorgang in Richtung der Öffnetwelle. In Kombination mit der Wahl des Drehsinns gemäß Anspruch 1 kann dieser Effekt noch verstärkt werden. Umgekehrt ist auch eine Verlängerung dieser Zeitdauer realisierbar, beispielsweise um die dynamischen Belastungen während der Bewegung des Ventils zu verringern. Ebenso erlaubt es die erfindungsgemäße Vor¬ richtung, die am Punkt (P3b) auftretende Querbewegung des Schwinghebels zur Ventilachse gezielt zu beeinflussen, um Reibung und Verschleiß zu verringern.
Entsprechend dem kennzeichnenden Merkmal des Anspruchs 11 ist es besonders vorteilhaft, wenn die Welle (4b) mit der Exzen¬ terscheibe (9b) mit der gleichen Drehzahl rotiert wie die Nockenwellen (lb, 2b).
Eine besonders platzsparende und daher vorteilhafte Aus¬ führung der Erfindung ergibt sich, wenn gemäß Anspruch 12 eine der beiden Nockenwellen (1, 2) gleichzeitig die Exzen¬ terscheibe (9) trägt und damit auch die Funktion der Welle (4) übernimmt.
Aus den Oberbegriffen der Ansprüche 1 oder 9 ist bekannt, daß jede der beiden Nockenwellen entweder die Schließt- oder die Öffnetfunktion des Ventils bestimmen kann. Zur Erzielung einer drosselfreien Laststeuerung bei Ottomotoren eignet sich der beschriebene Ventiltrieb bekannterweise insbesondere dann, wenn die Schließzeiten des Einlaßventils variabel ein- stellbar sind. Hierzu muß diejenige Nockenwelle, welche die Schließtfunktion des Ventils bestimmt, durch eine geeignete Vorrichtung gegenüber der Kurbelwelle verdrehbar sein. Ent¬ sprechend den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 13 kann eine der beiden Nockenwellen, beispielsweise die Nockenwelle (2b), wie in Fig. 2b dargestellt, die Schließtfunktion des Ventils (10b) bestimmen und gleichzeitig die Exzenterscheibe (9b) tragen. Wird die erfindungsgemäße Vorrichtung in dieser Weise ausgeführt, so führt die Veränderung der Schließzeit des Ventils (10b) durch Verdrehung der Nockenwelle (2b) rela¬ tiv zur Kurbelwelle auch zu einer entsprechenden Verdrehung der Exzenterscheibe (9b). Hierdurch verändert sich die Pha¬ senlage der aus der erfindungsgemäßen Anordnung der Anlenkhe- bellagerung resultierenden Bewegung des Schwinghebels (3b) relativ zur Öffnungsfunktion, welche in diesem Falle von der Nockenwelle (lb) bestimmt wird. Damit wird erreicht, daß der Einfluß der exzentrischen Zusatzbewegung auf die Öffnungs¬ funktion des Ventils (10b) von der eingestellten Steuerzeit abhängt.
Bestimmt diejenige Nockenwelle, z.B. Nockenwelle (2b), auf welcher die Exzenterscheibe (9b) angeordnet ist, die Öffnet- funktion des Ventils (10b), wie in Anspruch 14 gekennzeich¬ net, so bewirkt in diesem Falle die Veränderung der Schließzeit des Ventils durch Verdrehung der Nockenwelle (lb) relativ zur Kurbelwelle keine Verdrehung der Exzenterscheibe (9b). Hierdurch verändert sich die Phasenlage der aus der er¬ findungsgemäßen Anordnung der Anlenkhebellagerung resul¬ tierenden Bewegung des Schwinghebels (3b) relativ zur Schließtfunktion, welche in diesem Falle von der Nockenwelle (lb) bestimmt wird. Damit kann die Schließtfunktion in Ab¬ hängigkeit von der eingestellten Steuerzeit durch die zusätzliche Exzenterbewegung beeinflußt werden.
Bei Verwendung von Rollen oder ähnlichen Elementen für die Abgriffskörper (7b, 8b) kann die Verbindung des Anlenkhebels (5b) mit dem Schwinghebel (3b) vorteilhaft in Funktionsein¬ heit mit den Mittelpunkten dieser Körper ausgeführt werden, wie in Fig. 2b gezeigt.
Fig. lc zeigt die erfindungsgemäße Vorrichtung in Verbindung mit einem hydraulischen
Spielausgleichselement (10c), welches die Bewegung des Schwinghebels (3c) am Punkt (P3c) auf ein in Schließrichtung federbelastetes Hubventil (4c) konventioneller Bauweise über¬ trägt und einem mechanischen, manuell in Richtung des Mit¬ telpunktes (Plc) der Nockenwelle (lc) verstellbaren Anschlag (9c) zur Grundeinstellung. Kennzeichnende Merkmale dieser Vorrichtung sind gemäß den Ansprüchen 15 und 16 zum einen der einstellbare Anschlag (9c), durch welchen der maximale ra¬ diale Abstand des Abgriffskörpers (7c) von der Nockenwelle (lc) begrenzt wird, wobei der Abgriffskörper (7c) sowohl als Rolle, wie in Fig. lc beispielhaft dargestellt, als auch als Gleitschuh ausgeführt sein kann, und zum anderen eine Feder (6c), durch die eine Kraft auf den Schwinghebel (3c) so aus¬ geübt wird, daß der Schwinghebel (3c) gegen die Druckkraft des hydraulischen Spielausgleichselementes (10c) am Punkt (P8c) des Anschlags (9c) zur Anlage kommt, solange der Ab¬ griffskörper (8c) die Nockenwelle (2c) im Bereich des Grund¬ kreises berührt.
Durch diese Vorrichtung ist sichergestellt, daß ein am Punkt (P3c) vorhandenes Ventilspiel vom Spielausgleichselement (10c) durch eine entsprechende Verlängerung des Elements in herkömmlicher Weise ausgeglichen wird, wenn sich das Ventil (4c) in der geschlossenen Position befindet. Nach vollendetem Ausgleichsvorgang wird eine weitere, funktionsstörende Verlängerung des Spielausgleichselements (10c) insbesonderer während der Zeit der Klaffung, während der beide Nockenwellen (lc, 2c) lediglich mit dem Grundkreis mit den zugeordneten Abgriffselementen (7c, 8c) in Kontakt stehen, durch die Kraft der Feder (6c) begrenzt, welche entsprechend den Ansprüchen 15 und 16 so bemessen ist, daß das Spielausgleichselement (10c) den Schwinghebel (3c) nicht gegen die von der Feder (6c) auf den Schwinghebel (3c) ausgeübte Kraft vom einstell¬ baren Anschlag (9c) abheben kann. Umgekehrt ist ein Zusammen¬ drücken des Spielausgleichselements (10c) durch den Schwing¬ hebel (3c), verursacht durch die Kraft der Feder (6c), vom Anschlag (9c) begrenzt.
Die Einstellung des Anschlages kann entsprechend dem kenn¬ zeichnenden Merkmal des Anspruches 17 selbsttätig erfolgen. Anhand des in Fig. 2c dargestellten Ausführungsbeispiels soll die Funktionsweise dieser erfindungsgemäßen selbsttätigen Einstellvorrichtung im folgenden näher erläutert werden.
Wenn sich die Nockenwelle (lc), wie dargestellt, in einer dem Maximalhub entsprechenden Position befindet, wird das in einer Bohrung geführte und hier beispielhaft als Hülse ausge¬ bildete Anschlagteil (11c) durch die Feder (13c) so gegen eine geeignete Gegenfläche am Schwinghebel (3c) gedrückt, daß der Abgriffskörper (7c) spielfrei mit der Nockenwelle (lc) zur Anlage kommt. Hierbei ist durch geeignete Wahl der Federn (13c) und (6c) sicherzustellen, daß die Kraft der Feder (13c) auf das Anschlagteil (11c) größer ist als die von der Feder (6c) auf das Anschlagteil (11c) ausgeübte Kraft. Dreht sich die Nockenwelle (lc) nun weiter, so kommt es nach Durchlaufen des Hubkreises zu einer Klaffung zwischen Abgriffskörper (7c) und Nockenwelle (lc) im Punkt (P6c) bzw. zwischen Schwinghe¬ bel (3c) und dem Anschlagteil (11c) im Punkt (P8c). Hierdurch kann die Feder (13c) das Anschlagteil (11c) weiter aus der Bohrung herausdrücken. Dieser Bewegung wirkt das hydraulische Spielausgleichselement (12c) konventioneller Bauweise ent¬ gegen, welches sich einerseits auf dem Anschlagteil (11c) und andererseits über eine Brücke (14c) an der festen Umgebung abstützt. Hierdurch kann die Bewegung des Anschlagteils (11c) aus der Bohrung heraus nur sehr langsam entsprechend der Ein¬ sinkrate des Spielausgleichselementes (12c) erfolgen. Die Einsinkrate des Spielausgleichselementes (12c) wird unter Berücksichtigung der Kraft der Feder (13c) vorteilhafterweise so gewählt, daß der Nachstellweg des Anschlagteils (11c) während der Dauer der Klaffung sehr gering ist. Im weiteren Verlauf der Drehung der Nockenwelle (lc) wird der Schwinghe¬ bel (3c) von der Nockenwelle (lc) wieder in Richtung auf das Anschlagteil (11c) bewegt, bis der Abgriffskörper (7c) die Nockenwelle (lc) wieder im Bereich des Hubkreises berührt. Hierdurch wird das Anschlagteil (11c) wieder in die Bohrung zurückgedrückt und es entsteht eine Klaffung zwischen An¬ schlagteil (11c) und Spielausgleichselement (12c) am Punkt (P9c), welche dem Einsinkweg entspricht. Diese Klaffung wird vom Spielausgleichselement (12c) jedoch sofort ausgeglichen, sodaß wiederum Spielfreiheit hergestellt ist. Die Versorgung des Spielausgleichselements (12c) mit Drucköl kann dabei kon¬ ventionell, beispielsweise über geeignete Ölbohrungen im Ge¬ häuse und Umlaufnuten im Anschlagteil (11c), erfolgen.
Die gewünschte Ausgleichsfunktion des hydraulischen Spielaus¬ gleichselements (10c) wird ebenfalls erreicht, wenn der An¬ schlag nach dem kennzeichnenden Merkmal des Anspruchs 18 mit Hilfe einer geeigneten mechanischen Vorrichtung so eingestellt wird, daß zwischen dem Hubkreis der Nockenwelle (lc) und dem Abgriffskörper (7c) im Punkt (P6c) ein minimales Spiel verbleibt, wenn der Abgriffskörper den maximalen ra¬ dialen Abstand zur Nockenwelle (lc) einnimmt.
Die mechanische Einstellbarkeit des Anschlages kann auf ver¬ schiedene Arten realisiert werden, beispielsweise durch eine radial auf die Nockenwelle (lc) gerichtet wirkende Schraube (15c) entsprechend Fig. lc, durch eine Kombination aus einer Schraube (16c) und einer schiefen Ebene (17c) entsprechend Fig. 3c oder durch einen einstellbaren und geeignet arretier¬ baren Exzenter (18c) entsprechend Fig. 4c.
Wie bereits im Anspruch 7 dargelegt, kann vorteilhaft durch geeignetes Einleiten einer Federkraft am Schwinghebel (3c) eine sichere, definierte Anlage des Schwinghebels (3c) sowohl im Kontaktpunkt (P7c) zwischen Abgriffselement (8c) und Nockenwelle (2c), als auch im Kontaktpunkt (P3c) zwischen Längenausgleichselement (10c) und Ventilschaftende erzielt werden. Die Einleitung der Federkraft der Feder (6c) in den Schwinghebel (3c) geschieht dabei vorteilhafterweise zumin¬ dest angenähert in der Nähe des Abgriffskörpers (7c). Die Feder kann beispielsweise als Druck- oder Zugfeder ausge¬ bildet sein und auch entsprechend Fig. lc am Anlenkhebel (5c) angreifen.
Eine weitere Ausführungsform der Feder ist durch das kenn¬ zeichnende Merkmal des Anspruchs 19, entsprechend Fig. 5c, gegeben. Hierbei wird die erforderliche Federkraft durch eine, zwischen dem in einer Längsnut geführten und radial zur zugeordneten Nockenwelle verschiebbaren Abgriffskörper (7c), hier beispielhaft als Rolle ausgeführt, und dem Schlepphebel (3c) angeordnete Feder (19c) aufgebracht. Diese Anordnung ist besonders vorteilhaft, da die Feder (19c) keine ortsfeste An¬ lenkung mehr benötigt und gleichzeitig dafür sorgt, daß sowohl der Abgriffskörper (7c) immer Kontakt zur Nockenwelle (lc) hält, wie auch die schwinghebelfesten Abgriffsstellen immer an ihren Kontaktflächen an der Nockenwelle (2c) und dem Ventilschaftende anliegen.
Die Führung des Schwinghebels (3c) in einer durch die Ven¬ tilachse und senkrecht zu den Nockenwellenachsen verlaufenden Ebene kann auch entsprechend Anspruch 20 und Fig. 6c aus¬ geführt werden. Hierbei wird der Schwinghebel (3c) unter Verzicht auf einen Anlenkhebel in einer Geradführung geführt, wobei das die Geradführung tragende Bauteil (20c) so verschieblich gestaltet sein kann, daß es gleichzeitig auch den einstellbaren Anschlag entsprechend den Ansprüchen 15 und 16 bildet. ??
Eine weitere mögliche Gestaltungsvariante für die Führung des Schwinghebels (3c) ergibt sich aus Anspruch 21 und Fig. 7c. Hierbei wird die Anlenkung des Schwinghebels im Punkt (P3c) am Schaftende des Ventils (4c) als Kreuzkopfführung (21c) ausgebildet. Vorteilhafterweise kann in dieses Element auch das hydraulische Spielausgleichselement (10c) integriert wer¬ den.

Claims

Patentansprüche:
1. Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brennkraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien Last¬ steuerung von Ottomotoren über die Einlaßhubfunktionen eines oder mehrerer Einlaßventile pro Zylinder, bestehend aus zwei Nockenwellen (la, 2a), welche über einen Schwinghebel (3a) auf das oder die in Schließrichtung federbelasteten Ventile (4a) wirken, wobei eine der beiden Wellen die Öffnetfunktion und die jeweils andere Welle die Schließtfunktion bestimmt, sodaß durch eine relative Verdrehung der Nockenwellen (la, 2a) ge¬ geneinander und/oder gegenüber der Kurbelwelle der Hub und/oder die Steuerzeiten des oder der Ventile (4a) in weiten Bereichen verändert werden kann, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß der Drehsinn der ersten Nockenwelle (la) so gewählt ist, daß sich der momentane Berührpunkt (P6a) zwischen der ersten Nockenwelle (la) und Schwinghebel (3a) während der Betätigungsphase der ersten Nockenwelle (la) (öffnen oder Schließen) auf den momentanen Berühr¬ punkt (P7a) zwischen der zweiten Nockenwelle (2a) und Schwinghebel (3a) zubewegt und daß die beiden Nockenwel¬ len sich mit gleicher Drehzahl gegensinnig drehen.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, daß der Schwinghebel (3a) durch einen drehbar gelagerten An¬ lenkhebel (5a) geführt wird.
3. Vorrichtung nach Anspruch 2 dadurch gekennzeichnet, daß der Schwinghebel (3a) durch einen im Punkt (P4a) ange¬ lenkten drehbar gelagerten Anlenkhebel (5a) geführt wird, und der Punkt (P4a) gleichzeitig Mittelpunkt eines Ab¬ griffselementes (7a) zur Abtastung der ersten Nockenwelle (la) ist.
4. Vorrichtung nach Anspruch 2 oder 3 dadurch gekennzeich- net, daß der Anlenkhebel (5a) drehbar im Mittelpunkt (P2a) der zweiten Nockenwelle (2a) gelagert ist.
5. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 4 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß der Anlenkhebel in einem Punkt (P2'a) rotatorisch geführt wird, und der Punkt (P2'a) zumindest angenähert auf einer Linie senkrecht zur Ventilachse in Höhe des Ventilschaftendes (P3a) liegt.
6. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 5 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß der von den Strecken (P4a-Pla) und (P4a-P2a) eingeschlossene Winkel (Wla) kleiner als 90 Grad ist und gleichzeitig der von den Strecken (P5a-P2a) und (P5a-P4a) eingeschlossene Winkel (W2a) größer als 90 Grad ist.
7. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 6 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß auf den Anlenkhebel (5a) durch eine geeignete Feder (6a) eine Kraft so ausgeübt wird, daß der Schwinghebel (3a) immer in Kontakt mit dem Ende des Ven¬ tilschafts (P3a) und der Nockenwelle (2a), Punkt (P7a) bleibt.
8. Vorrichtung nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, daß der Schwinghebel unter Verzicht auf einen Anlenkhebel auf geeignete Weise, beispielsweise durch eine Kugelpfan¬ ne, auf dem Ventilschaftende drehbar geführt wird.
9. Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brennkraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien Last¬ steuerung von Ottomotoren über die Einlaßhubfunktionen eines oder mehrerer Einlaßventile pro Zylinder, bestehend aus zwei Nockenwellen (lb, 2b), welche über Abgriffskör¬ per (7b, 8b) und einen Schwinghebel (3b) auf das oder die in Schließrichtung federbelasteten Ventile (10b) wirken, wobei eine der beiden Wellen die Öffnetfunktion und die jeweils andere Welle die Schließtfunktion bestimmt, sodaß durch eine relative Verdrehung der Nockenwellen (lb, 2b) gegeneinander und/oder gegenüber der Kurbelwelle der Hub und/oder die Steuerzeiten des oder der Ventile in weiten Bereichen verändert werden kann, dadurch gekennzeichnet, daß die Führung des Schwinghebels (3b) durch einen An¬ lenkhebel (5b) erfolgt, welcher auf einer umlaufenden Exzenterscheibe (9b) auf einer Welle (4b) drehbar gelagert ist.
10. Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brennkraftmaschinen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeich¬ net, daß die Führung des Schwinghebels (3b) durch einen Anlenkhebel (5b) erfolgt, welcher auf einer umlaufenden Exzenterscheibe (9b) auf einer Welle (4b) drehbar gelagert ist.
11. Vorrichtung nach Anspruch 9 oder 10 dadurch gekennzeich¬ net, daß die Welle (4b) mit derselben Drehzahl wie die Nockenwellen (lb, 2b) rotiert.
12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 9 bis 11 dadurch gekennzeichnet, daß die Exzenterscheibe (9b) auf einer der beiden Nockenwellen (lb, 2b) angeordnet ist.
13. Vorrichtung nach Anspruch 12 dadurch gekennzeichnet, daß diejenige Nockenwelle, auf welcher sich die Exzenter¬ scheibe (9b) befindet, die Schließtfunktion des Ventils (10b) bestimmt, so daß sich bei einer Veränderung der Schließzeit des Ventils durch Verdrehung dieser Nocken¬ welle relativ zur Kurbelwelle auch eine entsprechende Verdrehung der Exzenterscheibe (9b) ergibt.
14. Vorrichtung nach Anspruch 12 dadurch gekennzeichnet, daß diejenige Nockenwelle, auf welcher sich die Exzenter¬ scheibe (9b) befindet, die Öffnetfunktion des Ventils (10b) bestimmt, sodaß sich bei einer Veränderung der Schließzeit des Ventils durch Verdrehung der jeweils anderen Nockenwelle relativ zur Kurbelwelle keine Ver¬ drehung der Exzenterscheibe (9b) ergibt.
15. Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brennkraftmaschinen mit einer Ventilspieleinstellung, insbesondere zur drosselfreien Laststeuerung von Ottomo¬ toren über die Einlaßhubfunktionen eines oder mehrerer Einlaßventile pro Zylinder, bestehend aus zwei Nockenwel¬ len (lc, 2c), welche über Abgriffskörper (7c, 8c) und einen Schwinghebel (3c) auf das oder die in Schließrich¬ tung federbelasteten Ventile (4c) wirken, wobei eine der beiden Wellen die Öffnetfunktion und die jeweils andere Welle die Schließtfunktion bestimmt, so daß durch eine relative Verdrehung der Nockenwellen (lc, 2c) ge¬ geneinander und/oder gegenüber der Kurbelwelle der Hub und/oder die Steuerzeiten des oder der Ventile in weiten Bereichen verändert werden kann, dadurch gekennzeichnet, daß durch einen einstellbaren Anschlag der maximale ra¬ diale Abstand des Abgriffskörpers (7c) von der ersten Nockenwelle (lc) begrenzt wird, und daß durch eine Feder (6c) eine Kraft auf den Schwinghebel (3c) so ausgeübt wird, daß der Schwinghebel (3c) gegen die Druckkraft eines hydraulischen Spielausgleichselements (10c) am Punkt (P8c) des Anschlags zur Anlage kommt, solange der Abgriffskörper (8c) die zweite Nockenwelle (2c) im Bereich des Grundkreises berührt.
16. Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brennkraftmaschinen nach einem der Ansprüche 1 bis 14, gekennzeichnet durch eine Ventilspieleinstellung, bei der durch einen einstellbaren Anschlag der maximale radiale Abstand des Abgriffskörpers (7c) von der ersten Nocken¬ welle (lc) begrenzt wird, und daß durch eine Feder (6c) eine Kraft auf den Schwinghebel (3c) so ausgeübt wird, daß der Schwinghebel (3c) gegen die Druckkraft eines hy- draulischen Spielausgleichselements (10c) am Punkt (P8c) des Anschlags zur Anlage kommt, solange der Abgriffskör¬ per (8c) die zweite Nockenwelle (2c) im Bereich des Grundkreises berührt.
17. Vorrichtung nach Anspruch 15 oder 16 dadurch gekennzeich¬ net, daß die Einstellung des maximalen radialen Abstandes selbsttätig durch ein federbelastetes Anschlagteil (11c) und ein auf dieses Anschlagteil wirkendes hydraulisches Spielausgleichselement (12c) erfolgt.
18. Vorrichtung nach Anspruch 15 oder 16 dadurch gekennzeich¬ net, daß der maximale radiale Abstand des Abgriffskörpers (7c) von der ersten Nockenwelle (lc) mechanisch so eingestellt wird, daß zwischen dem Hubkreis der ersten Nockenwelle (lc) und dem Abgriffskörper (7c) im Punkt (P6c) ein minimales Spiel verbleibt, wenn der Ab¬ griffskörper (7c) den maximalen radialen Abstand zu der ersten Nockenwelle (lc) einnimmt.
19. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 15 bis 18 dadurch gekennzeichnet, daß der Abgriffskörper (7c) verschieblich im Schwinghebel (3c) gelagert ist und eine Feder (19c) zwischen diesem Abgriffskörper und dem Schwinghebel (3c) angeordnet ist.
20. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 15 bis 19 dadurch gekennzeichnet, daß die seitliche Führung des Schwinghe¬ bels (3c) durch eine verstellbare Geradführung (20c) aus¬ geführt wird, welche gleichzeitig als Anschlag ausge¬ bildet ist.
21. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 15 bis 19 dadurch gekennzeichnet, daß die seitliche Führung des Schwinghe¬ bels (3c) als Kreuzkopfführung (21c) ausgebildet ist.
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