WO1996023964A1 - Brennkraftmaschine - Google Patents

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WO1996023964A1
WO1996023964A1 PCT/DE1996/000056 DE9600056W WO9623964A1 WO 1996023964 A1 WO1996023964 A1 WO 1996023964A1 DE 9600056 W DE9600056 W DE 9600056W WO 9623964 A1 WO9623964 A1 WO 9623964A1
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WO
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eccentric
camshaft
cam
internal combustion
combustion engine
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Application number
PCT/DE1996/000056
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English (en)
French (fr)
Inventor
Erwin Korostenski
Armin Bertsch
Reiner Walter
Original Assignee
Erwin Korostenski
Armin Bertsch
Reiner Walter
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Publication date
Application filed by Erwin Korostenski, Armin Bertsch, Reiner Walter filed Critical Erwin Korostenski
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Priority to AU43848/96A priority patent/AU4384896A/en
Priority to EP96900280A priority patent/EP0807206B1/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
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/34413—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using composite camshafts, e.g. with cams being able to move relative to the camshaft
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/356—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear making the angular relationship oscillate, e.g. non-homokinetic drive

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine in which the rotational speed of a cam for gas exchange control can be changed cyclically by an intermediate member being displaceable in a plane perpendicular to the axis of rotation of a camshaft and being rotatable in any position within this plane.
  • Such a rotary drive arrangement is preferably used to drive cams for controlling an intake or exhaust valve of an internal combustion engine.
  • the rotary drive arrangement causes the rotation of the cam to be changed cyclically by an average speed at a constant speed of the internal combustion engine.
  • the degree of change i.e. the amount of the temporary increase in the angular velocity and the temporary decrease in the angular velocity of the
  • Cam and the phase of these changes depend on the position that an intermediate link is in relation to a drive shaft. If the intermediate link is concentric with respect to the drive shaft, the cam rotates synchronously with the drive shaft. The further the intermediate member is displaced from this concentric position in the radial direction, the greater the cyclical change in speed, the phase position of the Direction of the displacement of the intermediate link and the respective position of the cam depends.
  • the object of the invention is to carry out such an internal combustion engine so that the mechanism for causing the cyclical change in the rotational speed of the cam is compact, inexpensive and easy to manufacture, enables rigid mounting of the component and can be actuated by simple control means.
  • the invention in which two separate outer eccentrics are mounted on a common inner eccentric, is particularly suitable for an internal combustion engine with a camshaft, which has both intake and
  • Exhaust valves drives. This enables a particularly compact construction to be achieved.
  • the control and rotation of the inner eccentric and the two outer eccentrics can take place via corresponding sprockets, the outer eccentrics can be controlled either separately or together.
  • Fig. 1 is an exploded perspective
  • Fig. 3 is a section along the line A-A in Fig. 2,
  • Fig. 4a is a sectional view of an embodiment of the invention.
  • 4b shows the relationship between the actual valve lift curves caused by the cyclical change in speed of the cams and the position of the eccentrics.
  • a rotary drive arrangement which generates a cyclically variable cam movement has a shaft 1 with a central axis 5, which corresponds to this rotary drive arrangement in the embodiment of a drive shaft 1 shown in FIGS. 1 to 3.
  • An inner eccentric 30 is mounted on the shaft 1, and a needle bearing can be used for the storage. As shown in FIG. 2, the inner eccentric 30 can be secured against running to the left in FIG. 2 by means of a thrust washer 38 and a snap ring 39.
  • the inner eccentric 30 has a base body 31 and an eccentric seat 32, through which a bore 33 for receiving the shaft 1 runs.
  • the base body 31 has a circular outer contour 37, the central axis of which coincides with the central axis 5 of the shaft 1, which is also the axis of rotation.
  • the outer contour 35 of the eccentric seat 32 has a central axis which is offset by a first eccentricity e ⁇ with respect to the central axis of the bore 33 and thus with respect to the axis of rotation 5.
  • An outer eccentric 40 is rotatably mounted on the outer contour 35.
  • the outer eccentric 40 has a bore 41 which serves to receive the outer contour 35 of the eccentric seat 32 of the inner eccentric 30.
  • the outer contour 45 of the outer eccentric 40 is offset from the central axis of the bore 41 by a second eccentricity e 2 .
  • the eccentricities e-_ and e 7 can be chosen freely, but are preferably the same in amount.
  • An inner eccentric ring gear 34 is connected in a rotationally fixed manner to the outer contour 37 of the inner eccentric 30.
  • Outer eccentric ring gear 44 has a nose 43 (see FIG. 2) which engages in a groove 46 of the outer eccentric 40.
  • Rotary drive means (not shown) for controlling the respective rotational position of the inner eccentric 30 and the
  • Outer eccentrics 40 can engage in the inner eccentric ring gear 34 and the outer eccentric ring gear 44. If, for example, two stepper motors are selected as the control means, the rotational positions of the inner eccentric 30 and the outer eccentric 40 can be set separately and independently of one another, so that the outer contour
  • Intermediate member 4 rotatably mounted.
  • This intermediate member 4 has a first sliding guide 6 and a second sliding guide 7, which are each suitable for receiving a sliding block 13.
  • a first rotating body 2 is non-rotatably connected to the drive shaft 1 and has a thrust collar 2a.
  • a second rotating body 3 designed as a gear wheel is rotatably mounted on the first rotating body 2.
  • the first rotating body 2 has a bore 11 into which a first transmission element 8 designed as a pin is inserted. This pin 8 transmits the rotation of the first rotating body 2 to the intermediate member 4 via one of the sliding blocks 13 and the first sliding guide 6.
  • the second rotating body 3 has a bore 12, into which a second designed as a pin
  • Transmission element 9 is introduced.
  • the rotation of the intermediate member 4 is transmitted to the second rotating body 3 via the second sliding guide 7 and the other of the two sliding blocks 13 and the pin 9.
  • the outer eccentric ring gear 44 can be supported axially via the outer eccentric 40, the intermediate member 4 and the second rotating body 3 against the collar 2a.
  • the collar 2a of the first rotary body 2 thus has the effect that the entire rotary drive arrangement is secured against a shift to the right in FIG. 2.
  • the second rotating body 3 is designed as a gearwheel which engages with a cam gearwheel 22, so that the rotation of the second rotating body 3 is transmitted to the camshaft 21 and the cam 20 connected to it in a rotationally fixed manner.
  • the intermediate member 4 is in a position in which its central or rotational axis coincides with the central or rotational axis 5 of the drive shaft 1, the second rotary body 3 and thus the cam 20 rotate synchronously with the drive shaft 1 position is then achieved when the eccentricity e j _ and e 2 are their equal in magnitude and of the inner eccentric 30 and outer eccentric 40 of the take such a position to each other, that the two eccentricities e ⁇ and e 2 face each other diametrically.
  • a complete revolution of the drive shaft 1 still has a complete revolution of the second
  • Rotary body 3 and the cam 20 result, in the course of this entire revolution, however, there is a temporary increase in the rotational speed and a temporary decrease in the rotational speed of the second rotary body 3 and thus the cam 20.
  • the extent of this rotational speed increase or rotational speed reduction depends on that Offset of the axis of rotation of the intermediate member 4 from the central axis 5 of the drive shaft 1. The direction of this offset determines the phase position of the respective increase or decrease in rotational speed with respect to the position of the cam 20.
  • FIG. 4a shows an embodiment of the invention. This differs from the rotary drive arrangement explained above in that on a common
  • Inner eccentric 30 two outer eccentrics 40A, 40B are arranged.
  • the inner eccentric 30 can be rotated via an inner eccentric ring gear 34, while the outer eccentrics 40A, 40B can be controlled separately or together via corresponding outer eccentric ring gears 44A, 44B.
  • An intermediate member 4 is mounted on each of the two external eccentrics 40A, 40B. Another difference is that the shaft extending through the inner eccentric is the camshaft of the internal combustion engine and that the rotation of each intermediate member 4 is transmitted directly to a cam, which in turn is rotatably mounted directly on the camshaft.
  • cams can be either two intake cams or two exhaust cams of a cylinder, which can be varied simultaneously or independently of one another with regard to their rotational speed, but two non-identical cams, ie an intake cam and an exhaust cam, can also be driven. This makes it possible to influence an inlet and an outlet valve together in an internal combustion engine with only one camshaft using a common inner eccentric 30.
  • the cyclical change in the rotational speed results from the fact that, due to the axial offset of the central axes of rotation of the camshaft and the intermediate member, depending on the angular position, different driving radii r occur between the camshaft and the intermediate member on the one hand and the intermediate member and the cam on the other hand.
  • the condition that the tangential speed component v tan must be constant at a constant rotational speed W j ⁇ also applies because the distance r ⁇ of this point of engagement from the axis of rotation of the camshaft always remains constant.
  • the intermediate link and thus also the cam rotates once faster and once slower than the camshaft when the camshaft is rotated fully.
  • the lead or lag of the cam with respect to the camshaft is zero.
  • the output valve lift curve intersect, that is, the valve lift curve that is concentric Adjusting the position of the intermediate link, and the modified valve lift curve, ie the valve lift curve which occurs at the respective axis offset between the axis of rotation of the intermediate link and the axis of rotation of the camshaft.
  • Fig. 4b shows the valve lift curves in the representation customary in the field of internal combustion engines, where TDC is the top dead center of the piston, AM is the distance between the center of the outlet and TDC, i.e. the outlet spread, and EM the distance between the middle of the inlet and TDC, i.e. is the inlet spread.
  • the phase angle ⁇ shown in Fig. 4b is the angle between the maximum of the modified cam speed, i.e. the intersection of the respective output valve lift curve with the modified valve lift curve, and the
  • the value of the phase angle * f IN of the intake cam IN is preferably positive and the value of the phase angle ⁇ > E ⁇ of the exhaust cam EX is preferably negative.
  • phase angle is determined by the choice of the direction of displacement of the eccentricity in connection with the respective position of the cam tip relative to the valve actuating element, for example one
  • FIG. 4b Such a configuration is shown schematically in FIG. 4b, the representation under I relating to the inlet cam and the representation under II relating to the outlet cam.
  • the center white circle represents the camshaft, the black area the inner eccentric and the hatched area the outer eccentric.
  • the eccentricity e j _ runs of Exzentersitzes for the intake cam IN of the common inner eccentric element seen from the axis of rotation of the camshaft from about 45 degrees to the left downward and the eccentricity e 2 of the outer eccentric 40B runs exactly in the opposite direction , so that in this starting position the resulting eccentricity e for the intermediate member of the inlet cam IN is zero.
  • Exhaust cam EX of the common inner eccentric extends from the axis of rotation of the camshaft approximately 45 ° to the top left and the eccentricity e 2 of the outer eccentric 40A runs exactly in the opposite direction, so that in this starting position the resulting eccentricity e for the intermediate member of the exhaust cam EX also is zero.
  • the angles> IN and ⁇ E ⁇ therefore have a different sign.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine, bei der die Drehgeschwindigkeit eines Nockens zur Gaswechselsteuerung zyklisch veränderbar ist, mit einer Nockenwelle, mit einem Nocken, der verdrehbar auf der Nockenwelle gelagert ist, mit einem Zwischenglied (4), das in einer Ebene senkrecht zur Nockenwelle verschoben werden kann und in jeder Position innerhalb dieser Ebene drehbar gelagert ist und eine erste Gleitführung sowie eine zweite Gleitführung aufweist, mit einem ersten Übertragungselement, das die Nockenwelle mit der ersten Gleitführung verbindet zur Übertragung der Drehbewegung der Nockenwelle auf das Zwischenglied (4), und mit einem zweiten Übertragungselement, das den Nocken mit der zweiten Gleitführung verbindet zur Übertragung der Drehbewegung des Zwischenglieds (4) auf den Nocken, so daß der Nocken bei einer Drehung der Nockenwelle gegenüber der Nockenwelle zyklisch verdreht wird, wenn die Drehachse des Zwischenglieds (4) gegenüber der Drehachse der Nockenwelle versetzt ist, und umfaßt zudem einen Innenexzenter (30), der drehbar auf der Nockenwelle gelagert ist, sowie einen Außenexzenter (40), der drehbar auf dem Innenexzenter (30) gelagert ist, wobei das Zwischenglied (4) drehbar auf dem Außenexzenter (40) gelagert ist und wobei auf einem Innenexzenter (30) zwei Außenexzenter (40A, 40B) angeordnet sind.

Description

Brexmkraft aschine
Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine, bei der die Drehgeschwindigkeit eines Nockens zur GaswechselSteuerung zyklisch veränderbar ist, indem ein Zwischenglied in einer Ebene senkrecht zur Drehachse einer Nockenwelle verschiebbar und in jeder Position innerhalb dieser Ebene drehbar ist.
Eine Drehantriebsanordnung, die eine derartige zyklisch veränderliche Nockenbewegung erzeugt, ist in der nicht vorveröffentlichten deutschen Patentanmeldung 195 01 172.4 offenbart ist, wobei deren Offenbarungsinhalt durch explizite Bezugnahme in die vorliegende Anmeldung aufgenommen wird.
Eine derartige Drehantriebsordnung dient vorzugsweise für den Antrieb von Nocken zum Steuern eines Einlaß- oder Auslaßventils einer Brennkraftmaschine. Hierbei wird durch die Drehantriebsanordnung bewirkt, daß bei einer konstanten Drehzahl der Brennkraftmaschine die Drehung des Nockens zyklisch um eine mittlere Drehzahl verändert wird. Das Maß der Veränderung, d.h. der Betrag der zeitweiligen Erhöhung der Winkelgeschwindigkeit und der zeitweiligen Absenkung der Winkelgeschwindigkeit des
Nockens sowie die Phasenlage dieser Änderungen hängen von der Stellung ab, die ein Zwischenglied in bezug auf eine Antriebswelle einnimmt. Bei einer konzentrischen Lage des Zwischenglieds hinsichtlich der Antriebswelle dreh -sich der Nocken synchron mit der Antriebswelle. Je weiter das Zwischenglied aus dieser konzentrischen Lage in radialer Richtung verschoben wird, um so größer ist die zyklische Geschwindigkeitsänderung, wobei die Phasenlage von der Richtung der Verschiebung des Zwischenglieds und der jeweiligen Stellung des Nockens abhängt.
Aus der japanischen Offenlegungsschrift JP 5-118208 ist es bekannt, bei einer Brennkraftmaschine einen Doppelexzenter zur verschiebbaren Lagerung eines Bauteils vorzusehen, das abhängig von seiner Lage eine zyklische Veränderung der Drehgeschwindigkeit des Nockens bewirkt.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine derartige Brennkraftmaschine so auszuführen, daß der Mechanismus zum Bewirken der zyklischen Veränderung der Drehgeschwindigkeit des Nockens kompakt ist, kostengünstig und leicht hergestellt werden kann, eine steife Lagerung des Bauteils ermöglicht und mittels einfacher Steuermittel betätigbar ist.
Die Lösung dieser Aufgabe ist in den Patentansprüchen angegeben.
Die Erfindung, bei der auf einem gemeinsamen Innenexzenter zwei separate Außenexzenter gelagert sind, eignet sich insbesondere für eine Brennkraftmaschine mit einer Nockenwelle, die sowohl Einlaß- als auch
Auslaßventile antreibt. Hierdurch kann ein besonders kompakter Aufbau erreicht werden. Die Ansteuerung bzw. Verdrehung des Innenexzenters und der beiden Außenexzenter kann über entsprechende Zahnkränze erfolgen, wobei die Außenexzenter wahlweise separat oder gemeinsam angesteuert werden können.
Eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen erläutert, in denen:
Fig. 1 eine auseinandergezogene perspektivische
Darstellung einer Drehantriebsanordnung zur zyklischen Veränderung der Nockendrehgeschwindigkeit einer Brennkraf maschine ist, Fig. 2 eine im Schnitt gehaltene Seitenansicht der Drehantriebsanordnung gemäß Fig. l ist,
Fig. 3 ein Schnitt längs der Linie A-A in Fig. 2 ist,
Fig. 4a eine Schnittansieht einer Ausführungsform der Erfindung ist und
Fig. 4b den Zusammenhang der durch die zyklische Geschwindigkeitsänderung der Nocken bewirkten tatsächlichen Ventilerhebungskurven und der Stellung der Exzenter zeigt.
Eine Drehantriebsanordnung, die eine zyklisch veränderliche Nockenbewegung erzeugt, weist eine Welle l mit einer Mittelachse 5 auf, die in der in den Figuren 1 bis 3 gezeigten Ausführungsform einer Antriebswelle 1 dieser Drehantriebsordnung entspricht. Auf der Welle l ist ein Innenexzenter 30 gelagert, wobei zur Lagerung ein Nadellager verwendet werden kann. Wie in Fig. 2 dargestellt, kann der Innenexzenter 30 mittels einer Anlaufscheibe 38 und eines Sprengrings 39 gegen ein Verlaufen zur linken Seite in Fig. 2 gesichert sein.
Der Innenexzenter 30 weist einen Grundkörper 31 und einen Exzentersitz 32 auf, durch die hindurch eine Bohrung 33 zur Aufnahme der Welle 1 verläuft. Der Grundkörper 31 verfügt über eine kreisrunde Außenkontur 37, deren Mittelachse mit der Mittelachse 5 der Welle 1 zusammenfällt, die gleichzeitig Drehachse ist. Die
Außenkontur 35 des Exzentersitzes 32 verfügt über eine Mittelachse, die gegenüber der Mittelachse der Bohrung 33 und somit gegenüber der Drehachse 5 um eine erste Exzentrizität e^ versetzt ist.
Auf der Außenkontur 35 ist ein Außenexzenter 40 drehbar gelagert. Der Außenexzenter 40 weist eine Bohrung 41 auf, die zur Aufnahme der Außenkontur 35 des Exzentersitzes 32 des Innenexzenters 30 dient. Die Außenkontur 45 des Außenexzenters 40 ist gegenüber der Mittelachse der Bohrung 41 um eine zweite Exzentrizität e2 versetzt. Die Exzentrizitäten e-_ und e7 können frei gewählt werden, sind jedoch vorzugsweise ihrem Betrag nach gleich.
Ein Innenexzenterzahnkranz 34 ist drehfest mit der Außenkontur 37 des Innenexzenters 30 verbunden. Neben dem Innenexzenterzahnkranz 34 ist ein AußenexzenterZahnkranz
44 angeordnet, der drehbar auf der Außenkontur 37 des Innenexzenters 30 gelagert ist. Der
Außenexzenterzahnkranz 44 verfügt über eine Nase 43 (siehe Fig. 2) , die in eine Nut 46 des Außenexzenters 40 eingreift.
Drehantriebsmittel (nicht gezeigt) zur Steuerung der jeweiligen Drehstellung des Innenexzenters 30 sowie des
Außenexzenters 40 können in den Innenexzenterzahnkranz 34 sowie den Außenexzenterzahnkranz 44 eingreifen. Werden als Steuerungsmittel beispielsweise zwei Schrittmotoren gewählt, so lassen sich die Drehstellungen des Innenexzenters 30 und des Außenexzenters 40 separat und unabhängig voneinander einstellen, sodaß die Außenkontur
45 des Außenexzenters 40 eine beliebige Lage innerhalb einer Ebene senkrecht zur Mittelachse 5 der Welle l einnehmen kann.
Auf der Außenkontur 45 des Außenexzenters 40 ist ein
Zwischenglied 4 drehbar gelagert. Dieses Zwischenglied 4 weist eine erste Gleitführung 6 und eine zweite Gleitführung 7 auf, die jeweils zur Aufnahme eines Gleitsteins 13 geeignet sind. Ein erster Drehkörper 2 ist drehfest mit der Antriebswelle 1 verbunden und weist einen Anlaufbund 2a. Auf dem ersten Drehkörper 2 ist ein als Zahnrad ausgebildeter zweiter Drehkörper 3 drehbar gelagert. Der erste Drehkörper 2 verfügt über eine Bohrung 11, in die ein als Stift ausgebildetes erstes Übertragungselement 8 eingeführt ist. Dieser Stift 8 überträgt die Drehung des ersten Drehkörpers 2 über einen der Gleitsteine 13 und die erste Gleitführung 6 auf das Zwischenglied 4.
Der zweite Drehkörper 3 verfügt über eine Bohrung 12, in die ein als Stift ausgebildetes zweites
Übertragungselement 9 eingeführt ist. Die Drehung des Zwischenglieds 4 wird über die zweite Gleitführung 7 und den anderen der beiden Gleitsteine 13 sowie den Stift 9 auf den zweiten Drehkörper 3 übertragen.
Der Außenexzenterzahnkranz 44 kann sich axial über den Außenexzenter 40, das Zwischenglied 4 und den zweiten Drehkörper 3 gegen den Bund 2a abstützen. Der Bund 2a des ersten Drehkörpers 2 bewirkt somit, daß die gesamte Drehantriebsanordnung gegen eine Verschiebung nach rechts in Fig. 2 gesichert ist.
Der zweite Drehkörper 3 ist als Zahnrad ausgebildet, das mit einem Nockenzahnrad 22 in Eingriff ist, sodaß die Drehung des zweiten Drehkörpers 3 auf die Nockenwelle 21 und den hiermit drehfest verbundenen Nocken 20 übertragen wird.
Wenn sich das Zwischenglied 4 in einer Stellung befindet, in der seine Mittel- bzw. Drehachse mit der Mittel- bzw. Drehachse 5 der Antriebswelle 1 zusammenfällt, so drehen sich der zweite Drehkörper 3 und somit der Nocken 20 synchron mit der Antriebswelle 1. Diese Stellung wird dann erreicht, wenn die Exzentrizitäten e-j_ und e2 ihrem Betrage nach gleich sind und der Innenexzenter 30 und der Außenexzenter 40 eine solche Stellung zueinander einnehmen, daß die beiden Exzentrizitäten e^ und e2 sich diametral gegenüberstehen.
Wenn nun der Innenexzenter 30 und/oder der Außenexzenter 40 über die ihnen zugeordneten Innen- bzw. Außenexzenterzahnkränze 34, 44 gedreht werden, wird das Zwischenglied 4 in einer Ebene senkrecht zur Mittelachse 5 der Antriebswelle 1 verschoben, sodaß es sich auf der Außenkontur 45 des Außenexzenters 40 um eine Drehachse dreht, die gegenüber der Mittelachse 5 der Welle 1 versetzt ist. Hierdurch wird die Drehgeschwindigkeit des zweiten Drehkörpers 3 und somit des Nockens 20 gegenüber der Drehgeschwindigkeit der Antriebswelle 1 zyklisch verändert.
Eine vollständige Umdrehung der Antriebswelle l hat zwar weiterhin eine vollständige Umdrehung des zweiten
Drehkörpers 3 sowie des Nockens 20 zur Folge, im Verlaufe dieser ganzen Umdrehung kommt es jedoch zu einer zeitweiligen Erhöhung der Drehgeschwindigkeit und zu einer zeitweiligen Absenkung der Drehgeschwindigkeit des zweiten Drehkörpers 3 und somit des Nockens 20. Das Ausmaß dieser Drehgeschwindigkeitserhöhung bzw. Drehgeschwindigkeitsabsenkung hängt von dem Versatz der Drehachse des Zwischenglieds 4 gegenüber der Mittelachse 5 der Antriebswelle 1 ab. Die Richtung dieses Versatzes bestimmt die Phasenlage der jeweiligen Drehgeschwindig¬ keitserhöhung bzw. Drehgeschwindigkeitsabsenkung bezüglich der Stellung des Nockens 20.
Fig. 4a zeigt eine Ausführungsform der Erfindung. Diese unterscheidet von der vorstehend erläuterten Drehantriebsanordnung dadurch, daß auf einem gemeinsamen
Innenexzenter 30 zwei Außenexzenter 40A, 40B angeordnet sind. Der Innenexzenter 30 kann über einen Innenexzenterzahnkranz 34 verdreht werden, während die Außenexzenter 40A, 40B über entsprechende AußenexzenterZahnkränze 44A, 44B wahlweise getrennt oder gemeinsam ansteuerbar sind. Auf jedem der beiden Außenexzenter 40A, 40B ist ein Zwischenglied 4 gelagert. Ein weiterer Unterschied besteht darin, daß die durch den Innenexzenter verlaufende Welle die Nockenwelle der Brennkraftmaschine ist und daß die Drehung jedes Zwischengliedes 4 direkt auf einen Nocken übertragen wird, der wiederum direkt auf der Nockenwelle verdrehbar gelagert ist. Bei diesen Nocken kann es sich entweder um zwei Einlaß- oder zwei Auslaßnocken eines Zylinders handeln, die gleichzeitig oder unabhängig von einander hinsichtlich ihrer Drehgeschwindigkeit variiert werden können, es können jedoch auch zwei nicht gleichartige Nocken, d.h. ein Einlaßnocken und ein Auslaßnocken angetrieben werden. Hierdurch ist es möglich, bei einer Brennkraftmaschine mit lediglich einer Nockenwelle unter Verwendung eines gemeinsamen Innenexzenters 30 ein Ein- und ein Auslaßventil gemeinsam zu beeinflussen.
Der letztgenannte Fall ist in Fig. 4a dargestellt, wobei die Buchstaben IN den Einlaßnocken und die Buchstaben EX den Auslaßnocken bezeichnen. Wenn für die Drehung des Innenexzenters 30 und der beiden Außenexzenter 40A, 40B jeweils separate Steuerungsmittel (nicht gezeigt) vorgesehen werden, so ist bei geeigneter Wahl der jeweiligen Exzentrizitäten sowie der Stellungen beider Exzentersitze auf dem gemeinsamen Innenexzenter 30 eine weitgehende Unabhängigkeit der Variationen der Steuerzeiten und der Ventilöffnungsdauer beider Ventile gegeben.
Es ist jedoch auch eine den wesentlichen Erfordernissen der Brennkraftmaschine gerecht werdende Variationsmöglichkeit der beiden Ventile in dem Fall gegeben, in dem die beiden Außenexzenter 40A, 40B gemeinsam angesteuert bzw. gedreht werden. Hierdurch wird gegenüber dem Fall einer unabhängigen Ansteuerung beider Außenexzenter 40A, 40B ein Steuermittel (nicht gezeigt) eingespart. Voraussetzung hierfür ist jedoch, daß die Exzentrizitäten, d.h. die Stellungen der beiden Exzentersitze des gemeinsamen Innenexzenters zueinander, bestimmten Anforderungen genügen.
Hierzu sollen zunächst anhand von Fig. 4b die diesbezüglichen Zusammenhänge erläutert werden.
Die zyklische Veränderung der Drehgeschwindigkeit ergibt sich daraus, daß durch den Achsversatz der Drehmittelachsen der Nockenwelle und des Zwischenglieds abhängig von der Winkellage unterschiedliche Mitnehmerradien r zwischen der Nockenwelle und dem Zwischenglied einerseits und dem Zwischenglied und dem Nocken andererseits auftreten. An der Verbindungsstelle zwischen der Nockenwelle und dem Zwischenglied, d.h. dem Eingriffspunkt des ersten Übertragungselements in die erste Gleitführung, gilt bei einer konstanten Drehgeschwindigkeit Wj^ zudem die Bedingung, daß die tangentiale Geschwindigkeitskomponente vtan konstant sein muß, da der Abstand r^ dieses Eingriffspunktes von der Drehachse der Nockenwelle immer konstant bleibt.
Aus der Gleichung
vtan " WNW ■ rNW = WZW ' rZW ergibt sich somit, daß sich die Winkelgeschwindigkeit wzw des Zwischengliedes ändert, wenn sich der Abstand r2w des Eingriffspunktes zur Drehachse des Zwischengliedes ändert.
Hierdurch dreht sich das Zwischenglied und somit auch der Nocken bei einer vollen Umdrehung der Nockenwelle einmal schneller und einmal langsamer als die Nockenwelle. An den Punkten, an denen die Geschwindigkeitsdifferenz zwischen dem Nocken und der Nockenwelle am größten ist, ist der Vorlauf bzw. der Nachlauf des Nockens gegenüber der Nockenwelle gleich Null. An diesem Punkt schneiden sich die Ausgangsventilerhebungskurve, d.h. die Ventilerhebungskurve, die sich bei einer konzentrischen Stellung des Zwischenglieds einstellt, und die modifizierte Ventilerhebungskurve, d.h. die Ventilerhebungskurve, die sich bei dem jeweiligen Achsversatz zwischen der Drehachse des Zwischengliedes und der Drehachse der Nockenwelle einstellt.
Fig. 4b zeigt die Ventilerhebungskurven in der auf dem Gebiet der Brennkraftmaschinen üblichen Darstellung, wobei OT der obere Totpunkt des Kolbens, AM der Abstand zwischen Auslaßmitte und OT, d.h. die Auslaßspreizung, und EM der Abstand zwischen Einlaßmitte und OT, d.h. die Einlaßspreizung ist. Der in Fig. 4b eingezeichnete Phasenwinkel φ ist der Winkel zwischen dem Maximum der modifizierten Nockengeschwindigkeit, d.h. dem Schnittpunkt der jeweiligen Ausgangsventilerhebungskurve mit der modifizierten Ventilerhebungskurve, und dem
Maximum der Ausgangsventilerhebungskurve. Positive Werte des Phasenwinkels ψ bedeuten, daß die modifizierte Ventilerhebungskurve in Richtung ansteigender Nockenflanke verschoben wird, und negative Werte bedeuten eine Verschiebung zur fallenden Nockenflanke hin.
Da aus Gründen des Ladungswechsels der Brennkraftmaschine bei niedrigen Drehzahlen eine Verringerung der Überschneidung angestrebt wird, ist der Wert des Phasenwinkels *f IN des Einlaßnockens IN vorzugsweise positiv und der Wert des Phasenwinkels ψ> Eχ des Auslaßnockens EX vorzugsweise negativ.
Die Festlegung des Phasenwinkels erfolgt durch die Wahl der Verschieberichtung der Exzentrizität in Verbindung mit der jeweiligen Stellung der Nockenspitze zu dem Ventilbetätigungselement, beispielsweise einem
Tassenstößel. Bei einer geeigneten Wahl der Anordnung der beiden Exzentersitze des gemeinsamen Innenexzenters 30 und einer entsprechenden Ausgangsstellung der beiden Außenexzenter 40A, 40B bewirkt eine Drehung beider Außenexzenter 40A, 40B in gleicher Richtung, daß die Überschneidungsfläche vergrößert oder verkleinert wird, d.h., daß sich die beiden modifizierten
Ventilerhebungskurven aufeinander zu oder voneinander weg bewegen.
Eine derartige Konfiguration ist in Fig. 4b schematisch dargestellt, wobei die Darstellung unter I den Einlaßnocken und die Darstellung unter II den Auslaßnocken betrifft. Der mittige weiße Kreis stellt die Nockenwelle, die schwarze Fläche den Innenexzenter und die schraffierte Fläche den Außenexzenter dar.
Bei der dargestellten Konfiguration verläuft in der Ausgangslage die Exzentrizität e-j_ des Exzentersitzes für den Einlaßnocken IN des gemeinsamen Innenexzenters von der Drehachse der Nockenwelle aus gesehen etwa 45° nach links unten und die Exzentrizität e2 des Außenexzenters 40B verläuft exakt in die entgegengesetzte Richtung, so daß in dieser Ausgangslage die resultierende Exzentrizität e für das Zwischenglied des Einlaßnockens IN gleich Null ist.
Die Exzentrizität e1 des Exzentersitzes für den
Auslaßnocken EX des gemeinsamen Innenexzenters verläuft von der Drehachse der Nockenwelle aus gesehen etwa 45° nach links oben und die Exzentrizität e2 des Außenexzenters 40A verläuft exakt in die entgegengesetzte Richtung, so daß in dieser Ausgangslage die resultierende Exzentrizität e für das Zwischenglied des Auslaßnockens EX ebenfalls gleich Null ist.
Eine Drehung des gemeinsamen Innenexzenters 30 in Richtung des Pfeils α im Uhrzeigersinn um 90° und eine gleichzeitige Drehung beider Außenexzenter 40A, 40B in Richtung des Pfeils ß im Gegenuhrzeigersinn um 90° bewirkt, daß sich für das Zwischenglied des Einlaßnockens IN eine maximale Exzentrizität emaχ = e-_ + e2 von der Drehachse der Nockenwelle aus gesehen in einer Richtung etwa 45° nach links oben und für das Zwischenglied des Auslaßnockens EX eine maximale Exzentrizität emax = eι + e2 von ^er Drehachse der Nockenwelle aus gesehen in einer Richtung etwa 45° nach rechts oben ergibt. Die Winkel > IN und ^ Eχ weisen daher ein unterschiedliches Vorzeichen auf .
Hierdurch wird die gewünschte Wirkung erzielt, daß bei einer Drehung der beiden Außenexzenter in einer Richtung die modifizierten Ventilerhebungskurven aufeinander zu bzw. voneinander weg bewegt werden können, so daß die Überschneidungsfläche verändert werden kann.
Zu beachten ist, daß durch den Versatz der Exzentersitze des gemeinsamen Innenexzenters 30 zueinander die Summe der Phasenwinkel ψ GES = | (^ IN| + | ψ Eχ| festgelegt wird. Innerhalb dieser Randbedingung ist im Betrieb der Brennkraftmaschine jedoch eine freie Wahl der Phasenwinkel IN und ψ Eχ durch eine entsprechende Wahl der Verschieberichtung der Zwischenglieder möglich.
Weitere Variationsmöglichkeiten ergeben sich durch die Möglichkeit, unterschiedliche Einzelexzentererhebungen und unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse bei den Drehungen der Exzenter für die unterschiedlichen Nocken vorzusehen.
Durch die Verwendung eines miteinander kämmenden Stirnradpaares, bei dem eines der Stirnräder mit dem
Innenexzenter und das andere Stirnrad mit dem oder den Außenexzentern verbunden ist, läßt sich die zuvor erläuterte gegenläufige Verdrehung mit einem einzigen Stellmotor bewirken. O 96/23964
081 PCT
Bezugszeichenliste
Welle, Antriebswelle erster Drehkörper a Bund zweiter Drehkörper Zwischenglied Mittelachse, Drehachse erste Gleitführung zweite Gleitführung erstes Übertragungselement, Stift zweites Übertragungselement, Stift
1 Bohrung 2 Bohrung 3 Gleitstein
0 Nocken 1 Nockenwelle 2 Nockenzahnrad
0 Innenexzenter 1 Grundkörper 2 Exzentersitz 3 Bohrung 4 Innenexzenterzahnkranz 5 Außenkontur
7 Außenkontur
38 AnlaufScheibe 39 Sprengring
40 Außenexzenter 41 Bohrung
43 Nase 44 Außenexzenterzahnkranz
45 Außenkontur
46 Nut
βi erste Exzentrizität
S2 zweite Exzentrizität

Claims

Patentansprüche
1. Brennkraftmaschine, bei der die Drehgeschwindigkeit eines Nockens zur Gaswechselsteuerung zyklisch veränderbar ist,
mit einer Nockenwelle, die eine Drehachse aufweist,
mit einem Nocken, der verdrehbar auf der Nockenwelle gelagert ist,
mit einem Zwischenglied (4) , das in einer Ebene senkrecht zur Drehachse der Nockenwelle verschoben werden kann und in jeder Position innerhalb dieser Ebene drehbar gelagert ist und eine erste Gleitführung sowie eine zweite Gleitführung aufweist,
mit einem ersten Übertragungselement, das die
Nockenwelle mit der ersten Gleitführung verbindet zur
Übertragung der Drehbewegung der Nockenwelle auf das Zwischenglied (4) , und
mit einem zweiten Übertragungselement, das den Nocken mit der zweiten Gleitführung verbindet zur Übertragung der Drehbewegung des Zwischenglieds (4) auf den Nocken,
so daß der Nocken bei einer Drehung der Nockenwelle gegenüber der Nockenwelle zyklisch verdreht wird, wenn die Drehachse des Zwischenglieds (4) gegenüber der Drehachse der Nockenwelle versetzt ist, umfassend
einen Innenexzenter (30) , der drehbar auf der Nockenwelle gelagert ist, und
einen Außenexzenter (40) , der drehbar auf dem Innenexzenter (30) gelagert ist, wobei das Zwischenglied (4) drehbar auf dem Außenexzenter (40) gelagert ist, und
wobei auf einem Innenexzenter (30) zwei Außenexzenter (40A, 4OB) angeordnet sind.
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch l, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Exzentrizität (e2) des Außenenzenters (40) gleich der ersten Exzentrizität (e^) des Innenexzenters (30) ist.
Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Innenexzenter (30) einen drehfest mit diesem verbundenen Innenexzenterzahnkranz (34) aufweist.
4. Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Innenexzenter (30) eine kreisrunde Außenkontur (37) aufweist, deren Mittelachse mit der Mittelachse der Bohrung (33) zur Aufnahme der Nockenwelle zusammenfällt, und daß auf der Außenkontur (37) ein Außenexzenterzahnkranz (44) zur Steuerung des Außenexzenters (40) gelagert ist.
5. Brennkraftmaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Außenexzenterzahnkranz (44) eine Nase (43) aufweist, die in eine Nut (46) des Außenexzenters (40) eingreift.
6. Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß einer der Außenexzenter (40A) mit einem Einlaßnocken (IN) und der andere der Außenexzenter (40B) mit einem Auslaßnocken (EX) gekoppelt ist.
Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß beide Außenexzenter (40A, 40B) gemeinsam ansteuerbar sind.
8. Brennkraftmaschine nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Exzentersitze des gemeinsamen Innenexzenters (30) so zueinander angeordnet und die beiden Außenexzenter (40A, 4OB) so auf den beiden Ξxzentersitzen des gemeinsamen
Innenexzenters (30) angeordnet sind, daß bei einer gegenläufigen Verdrehung beider Außenexzenter (40A,
40B) einerseits und des gemeinsamen Innenexzenters
(30) andererseits sich die modifizierten Ventilerhebungskurven gegenläufig zueinander bewegen.
9. Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß durch die Verwendung eines miteinander kämmenden Stirnradpaares, bei dem eines der Stirnräder mit dem Innenexzenter und das andere Stirnrad mit dem oder den Außenexzentern verbunden ist, eine gegenläufige Verdrehung mit einem einzigen Stellmotor bewirkbar ist.
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