WO1999058821A1 - Verstellvorrichtung zum verstellen der phasenlage einer welle - Google Patents

Verstellvorrichtung zum verstellen der phasenlage einer welle Download PDF

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WO1999058821A1
WO1999058821A1 PCT/EP1998/002759 EP9802759W WO9958821A1 WO 1999058821 A1 WO1999058821 A1 WO 1999058821A1 EP 9802759 W EP9802759 W EP 9802759W WO 9958821 A1 WO9958821 A1 WO 9958821A1
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rotary piston
valve
teeth
adjusting device
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PCT/EP1998/002759
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Siegfried Eisenmann
Hermann Harle
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Trochocentric International Ag
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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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/352—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using bevel or epicyclic gear

Definitions

  • Adjustment device for adjusting the phase position of a shaft
  • the invention relates to an adjusting device for adjusting the phase position of a shaft, in particular a camshaft, according to the preamble of claim 1.
  • valves of internal combustion engines are actuated by means of camshafts.
  • the camshafts are driven by a drive shaft or by the crankshaft
  • Transfer device set in rotary motion In order to be able to adapt the opening and closing times of valves to the current power output and / or engine speed, transmission devices with adjusters are used to adjust the phase position of the camshaft rotation alignment. Such adjusters enable the control times of the intake and / or exhaust valves to be influenced as required, so that above all the so-called overlap of the valve lift curves can be changed. It is currently preferred to use these rotary angle adjusters on the camshafts of the intake valves. To an increasing extent, however, the camshafts of the exhaust valves are also rotated at the same time.
  • the adjuster preferably sits between the camshaft sprocket driven by a chain or a toothed belt and the camshaft.
  • a different arrangement of the adjuster for example between the drive shaft and the drive shaft wheel, would also be possible.
  • the relative rotational position between the camshaft sprocket and the camshaft can be varied within a predetermined angular range.
  • a camshaft rotation range of 0 ° to 30 ° is preferably sufficient. For four-stroke engines in which the camshaft rotates at half the speed of the crankshaft, this range corresponds to a crankshaft
  • Rotation range from 0 ° to 60 °. If both camshafts are adjustable at the same time, one speaks of a double variable camshaft control - 2 -
  • the task of the adjuster is to determine the beginning and the end of the
  • Valve stroke by the camshaft from “late” to “early” and vice versa This must be achievable over a wide engine speed range.
  • the adjustment should preferably take place continuously and automatically.
  • the advantages of correct adjustment are: more torque in the lower and middle speed range, less unburned residual gases at idle, improved idle, lower pollutant emissions, internal exhaust gas recirculation even at low speed, faster warming up of the catalytic converter and lower raw emissions after a cold start, special functions for the mixture adjustment during warm-up, reduced fuel consumption and lower engine noise.
  • the invention particularly relates to adjusters which are operated hydraulically. If necessary, the adjuster is fed by an additional hydraulic pump. Preferably, however, a supply by the lubricating oil pump of the engine should suffice, which is particularly cost-effective and economical.
  • a preferred adjuster should be able to set and hold any desired angle adjustment independently of the respective torque acting on the camshaft in a sufficiently short time. To do this, his work capacity or adjustment capacity must be correspondingly large.
  • the required feed pressure and / or feed flow should be as low as possible.
  • the building dimensions should be so small - 3 -
  • the adjuster should preferably find space radially within the camshaft sprocket and short axially.
  • a known adjuster uses an axially acting hydraulic piston for axially adjusting a sleeve.
  • the sleeve comprises an internal and an external helical toothing, the two toothings being designed with opposite pitch.
  • the external toothing of the sleeve engages in an internal toothing firmly connected to the camshaft sprocket and the internal toothing of the sleeve engages in a toothing connected to the camshaft.
  • Axial adjustment of the sleeve achieves an angular adjustment between the camshaft sprocket and the camshaft. The adjustment range is limited due to the limited axial length.
  • Actuation oil pressure is lower than the pinch pressure from the camshaft torque. In this way, the adjustment speed and the positioning accuracy are reduced. If this is to be avoided, the oil pump must be dimensioned much larger. This leads to higher energy losses, especially at high engine speeds.
  • Another disadvantage of opposing helical gears is their complex manufacture.
  • Another known adjuster is designed as a so-called wing adjuster.
  • An outer housing part is firmly connected to the camshaft sprocket and comprises radially inwardly projecting areas which divide an annular space into subspaces. From a shaft part fastened to the camshaft, wings project radially outwards into a partial space. These wings are laterally and radially on the outside close to the subspace boundary, so that a rotary piston system is created.
  • By supplying oil on one side of all vanes and draining oil on the other side of all vanes By supplying oil on one side of all vanes and draining oil on the other side of all vanes, a twist between the outer housing part and the shaft part can be achieved. By integrating the product of radius and working pressure over the
  • a transmission and adjustment torque is determined for the wing surfaces.
  • the maximum adjustment angle is reduced for a larger number of leaves, because the installation space is limited in the circumferential direction.
  • the oil pressure of the lubricating oil pump is too low to generate a torque in the adjuster that is greater than the maximum camshaft torques.
  • the peaks of the camshaft torques adjust the rotational position of the adjuster until the wings rest on a partial area boundary. Because the camshaft torques oscillate between positive and negative maxima, if the oil pressure is too low, the adjuster is deflected alternately in both directions of rotation from a desired rotational position until the wing comes into contact. This leads to heavy wear and unpleasant noises.
  • a brake element is used, for example, which dampens the oscillating movements at low oil pressure.
  • an oil supply valve, a rotational position detection and a control are designed such that deviations from a desired position are corrected by a corresponding valve actuation.
  • the required oil pressure and, accordingly, the leakage-related oil consumption of this rotary lobe adjuster is high because the full pressure is also required to maintain a set rotational position or to transmit the camshaft torques.
  • high peak values occur in the working spaces of the rotary lobe system. If the oil - 5 -
  • the invention is based on the object of finding an adjuster which makes it possible to set any desired angle adjustment, even in the case of torques acting on the shaft, in particular in the torque curve transmitted from the valves to a camshaft. Its working capacity or its adjustment performance should be as large as possible even at low actuation fluid pressure.
  • Such machines include at least a stator, a rotor or rotary piston, an output part and a valve device, the rotating parts of the
  • Working space between the stator and rotor connects with high and low pressure.
  • the number of teeth of the internal teeth of the stator is preferably one greater than that of the external teeth of the rotary piston.
  • the individual components of a rotary piston machine can be manufactured with little effort, in particular by means of sintering.
  • the ring-shaped machine parts and the work space take up little space.
  • a stiffener according to the invention will preferably be arranged directly between the camshaft and the camshaft gear, - 6 -
  • camshaft gear is in particular formed directly on the stator, so that only an extremely small additional space is required.
  • the rotary position adjuster as a rotary piston machine or hydraulic motor with two ring-shaped rotary connections for supplying and discharging pressure fluid, in addition to the adjustment task required, for example, for camshafts, it can also perform a drive task in other applications.
  • the adjuster according to the invention can be used both as an alignment or positioning unit and as a movement unit on rotating shafts.
  • the rotational position or the rotational speed of a shaft which can be set in rotation by a drive shaft via a transmission device with at least one transmission wheel seated on a shaft, the rotational position or
  • Rotation speed of the transmission wheel relative to the shaft with pressure fluid which can be supplied and removed via two ring-shaped rotary connections, changed.
  • a fluid supply device with a control, a rotational position or rotational speed detection and at least one control valve is used for actuation, so that the setting of a desired rotational position or
  • phase position of a camshaft is to be adjustable within a predetermined angular range, a sufficiently large one in particular becomes
  • a rotary piston machine is now preferably provided, in which the rotation transmission from the rotary piston to the driven part takes place at a speed ratio of 1: 1.
  • the valve device of the rotary piston machine then preferably comprises first and second radial valve channels which rotate with the driven part, in particular are formed thereon, and are evenly distributed over the circumference and which have internal connection areas of radial, evenly distributed over the circumference, WO 99/58821. ⁇ _ PCT / EP98 / 02759
  • the outer connection areas of the stator channels open into the working area between the teeth of the internal teeth of the stator.
  • the number of first or second valve channels differs from the number of stator channels by one channel each, so that the inner connection areas of the stator channels are connected to first valve channels in a first peripheral section and to second valve channels in a second peripheral section.
  • the first valve channels are connected via an inner ring channel in the driven part to the one annular rotary connection and the second valve channels are connected to the other annular rotary connection via a space between the driven part and the rotary piston and an outer connecting channel in the driven part.
  • Output part are formed.
  • CH 676 490 the power or torque transmission can take place, for example, with a cardan shaft.
  • Another transmission device mentioned in CH 676 490 comprises a coupling by means of bolts which are accommodated in suitable bores in one part and in bores with a diameter that is twice the eccentricity larger than the bolt diameter.
  • the bolts roll along the edges of the larger bores.
  • This bolt transmission also leads to an increased overall length in the axial direction.
  • a preferred solution according to CH 676 490 due to the small overall length comprises an internal toothing on the rotary piston and an external toothing on the driven part.
  • the axis of rotation of which can be stationary, interacting teeth with tooth contours are provided which are adapted to the present eccentricity.
  • Tooth contour to a triangular shape can still be increased.
  • the adjuster can thus only be adjusted in its rotational angle position by supplying oil, but not by applying torque from the outside. This ensures that high torque peaks of the camshaft cannot lead to high squeezing pressures in the working chambers of the hydraulic system and that for the
  • Adjustment phases is available. This would reduce the amount of pressure oil required by the oil pressure pump, which reduces the demands on the pump and correspondingly its power loss.
  • the adjuster is preferably arranged on the camshaft, but possibly on the drive shaft or on an additional transmission shaft.
  • the preferred adjusters operate on the orbit principle of the high-torque hydraulic motors known in high-pressure hydraulics. This results in an extremely high work capacity.
  • the rotation position adjustment is infinitely variable and has no angular restriction. Because of the interlocking tooth shapes and the self-locking formed in the preferred designs, no beating noises occur.
  • the adjusters according to the invention are simple to manufacture and require only a few
  • Fig. 1 shows a vertical section along the camshaft axis by an adjuster attached to the camshaft
  • FIG. 2 shows a vertical section E-E according to FIG. 1
  • FIG. 3 shows a vertical section D-D according to FIG. 1
  • FIG. 4 shows a vertical section C-C according to FIG. 1;
  • FIG. 5 shows a view of the camshaft end with the adjuster
  • Fig. 1 shows an adjuster 1, which is arranged at a free end of a camshaft 2.
  • the adjuster 1 is designed as a rotary piston machine and comprises at least one driven part 3, a rotary piston 4 and a stator 5.
  • An external toothing 6 of the stator 5 forms the camshaft gear 6 ', which could possibly also be attached to the stator 5 as a separate part.
  • a rotation between the stator 5 and the driven part 3 is achieved.
  • a part of working chambers 7 between the stator 5 and the rotary piston 4 must be supplied with pressure fluid or oil under pressure and fluid must be let out of another part of working chambers 7.
  • the Working chambers 7 are formed according to FIG. 2 between a stator internal toothing 5a and a circular piston external toothing 4a.
  • the number of teeth of the stator internal toothing 5a is preferably twelve and that of the rotary piston external toothing 4a is eleven.
  • the rotary movement of the rotary piston arises from the expansion of the working chambers 7 of the one due to the fluid feed
  • a valve device is provided in order to control the fluid supply or to connect the working chambers 7 in a rotating manner with high or low pressure in such a way that the desired rotary piston movement occurs.
  • the valve device comprises a channel system which rotates with the speed of the rotary piston 4 (FIG. 3) and a channel system which is fixedly connected to the stator 5 (FIG. 4). Because the rotating channel system of the embodiment shown is formed on the driven part 3, the driven part 3 is preferably shown by the
  • Embodiment also the number of teeth of the rotary piston outer teeth 4a the same size as that of the rotary piston inner teeth 4b.
  • the valve device comprises, with the output part 3, rotating, preferably formed on it, first 8 and second 9, radial valve channels evenly distributed over the circumference, which interact with inner connection areas 10 of radial, uniformly distributed over the circumference, stator channels 11, the outer ones Connection areas 1 2 between the teeth of the internal teeth 5a of the stator
  • the number of first and second valve channels 8, 9 differs from the number of stator channels 1 1 by one channel each, so that the inner connection areas 10 of the stator channels 11 in a first circumferential partial area with first valve channels 8 and in a second Circumferential portion are connected to second valve channels 9.
  • the inner ones and outer connection areas 1 0 and 1 2 of the stator channels 1 1 are formed as bores through a control disk 1 9 which is firmly connected to the stator 5.
  • the stator channels 1 1 are preferably formed as depressions in the outer stator cover 20.
  • the first valve channels 8 connect via an inner ring channel 13 in the driven part 3 and in the camshaft 2, as well as at least one first wheel bore 15a to an annular first rotary connection 14a.
  • the second valve channels 9 close via an open space 1 6 between the driven part 3 and the rotary piston 4, an outer connection channel 1 7 in
  • the stator housing comprises the outer stator closure cover 20, the control disk 19, the stator 5 and an inner stator closure cover 21.
  • the stator housing is held together by screws 22.
  • the rotary piston 4 is in the axial direction with the inside of the control disc 1 9 and the inner stator cover 21 in sliding contact.
  • the stator housing is in
  • the driven part 3 is connected to the camshaft 2 in a rotationally fixed manner, wherein preferably an axially arranged screw part 23 screwed to the camshaft 2 extends through an driven end part 24 and the driven part 3.
  • the inner ring channel 1 3 is formed between the screw part 23 and the driven part 3.
  • the stator housing is rotatably held in an annular groove between the driven end part 24 and the driven part 3 and sealed to the outside by means of a sealing unit 25.
  • a guide ring 26 is inserted between the driven part and the camshaft end to form a rotary guide or seal for the inner stator closure cover 21.
  • a rotational range limitation is preferably formed between the driven end part 24 and the outer stator cover 20. This includes, for example, two radially outwardly projecting end part abutment surfaces 27, each one
  • Stator stop surface 28 is assigned so that the adjustment is only possible within a predetermined range of rotation angles.
  • the arrangement of the rotation range limitation on the outer stator closure cover 20 shows with a simple visual check in which rotational position the camshaft 2 is.
  • stator 5 with the internal toothing and / or the rotary piston 4 and / or the driven part 3 and / or the stator sealing covers 20, 21 are preferably produced in the powder metallurgical process. If necessary, a rotary piston 4 made of plastic is used. To reduce the weight are in
  • Orbital piston 4 optionally formed axial cavities 29.

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Abstract

Die Verstellvorrichtung (1) zum Verstellen der Phasenlage einer Welle, insbesondere einer Nockenwelle (2), die von einer Antriebswelle, insbesondere einer Kurbelwelle, über eine Übertragungsvorrichtung mit mindestens einem auf einer Welle sitzenden Übertragungsrad (6') in Drehung versetzbar ist, ist eine nach dem Orbit Prinzip ausgebildete Kreiskolbenmaschine. Diese verstellt die Drehlage des Übertragungsrades (6') relativ zur Welle (2). Die Kreiskolbenmaschine umfasst einen Stator (5) mit einer Innenverzahnung (5a), einen ringförmigen Kreiskolben (4) mit einer in die Innenverzahnung (5a) des Stators eingreifenden Aussenverzahnung (4a), einen vom Kreiskolben (4) in Drehung versetzbaren Abtriebteil (3) und eine Ventilvorrichtung (8-12). Die Ventilvorrichtung (8-12) macht zum Steuern der Kreiskolbenbewegung drehende Teilbereiche des Arbeitsraumes (7) zwischen Stator (5) und Kreiskolben (4) mit Hoch- oder Niederdruck einer Fluidversorgungsvorrichtung verbindbar. Die Fluidversorgungsvorrichtung umfasst eine Steuerung, eine Drehlagenerfassung und mindestens ein Kontrollventil und ermöglicht das Einstellen einer Soll-Drehlage durch eine entsprechende Ventilbetätigung. Die Fluidverbindung zur Verstellvorrichtung erfolgt über zwei ringförmige Drehanschlüsse (14a, 14b).

Description

Versteilvorrichtung zum Verstellen der Phasenlage einer Welle
Die Erfindung bezieht sich auf eine Verstellvorrichtung zum Verstellen der Phasenlage einer Welle, insbesondere einer Nockenwelle, nach dem Oberbegriff des Anspruches 1 .
Die Ventile von Verbrennungsmotoren, insbesondere Hubkolben- Verbrennungsmotoren, werden mittels Nockenwellen betätigt. Die Nockenwellen werden von einer Antriebswelle, bzw. von der Kurbelwelle, über eine
Übertragungsvorrichtung in Drehbewegung versetzt. Um die Öffnungs- und Schliesszeitpunkte von Ventilen an die jeweils aktuelle Leistungsabgabe und/oder Drehzahl des Motors anpassen zu können, werden Übertragungsvorrichtungen mit Verstellern zum Verstellen der Phasenlage der Nockenwellen-Drehausrichtung eingesetzt. Solche Versteller ermöglichen eine bedarfsorientierte Beeinflussung der Steuerzeiten der Ein- und/oder Auslassventile, so dass vor allem die sogenannte Überschneidung der Ventilerhebungskurven verändert werden kann. Zur Zeit bevorzugt man die Verwendung dieser Drehwinkelversteller bei den Nockenwellen der Einlassventile. In zunehmendem Mass werden aber jedoch gleichzeitig auch die Nockenwellen der Auslassventile drehverstellt.
Der Versteller sitzt vorzugsweise zwischen dem von einer Kette oder einem Zahnriemen angetriebenen Nockenwellenrad und der Nockenwelle. Entsprechend der jeweiligen Übertragungsvorrichtung wäre gegebenenfalls aber auch eine andere Anordnung des Verstellers, beispielsweise zwischen der Antriebswelle und dem Antriebswellenrad, möglich. Die relative Verdrehlage zwischen dem Nockenwellenrad und der Nockenwelle ist in einem vorgegebenen Winkelbereich variierbar. Vorzugsweise genügt bereits ein Nockenwellen-Verdrehbereich von 0° bis 30 ° . Bei Viertaktmotoren, bei denen die Nockenwelle mit der halben Drehzahl der Kurbelwelle dreht, entspricht dieser Bereich einem Kurbelwellen-
Verdrehbereich von 0° bis 60° . Wenn beide Nockenwellen gleichzeitig verstellbar sind, spricht man von einer doppelt variablen Nockenwellensteuerung - 2 -
(Doppel-Vanos). Sie bewirkt einen fülligeren Drehmomentverlauf des Motors und optimiert die Gemischaufbereitung derart, dass die Schadstoffe im Abgas reduziert werden.
Die Aufgabe der Versteller besteht darin, den Beginn und das Ende des
Ventilhubes durch die Nockenwelle von „spät" auf „früh" und umgekehrt zu verstellen. Dies muss über einen grossen Drehzahlbereich des Motors erzielbar sein. Vorzugsweise soll die Verstellung stufenlos und automatisch erfolgen. Die Vorteile einer richtigen Verstellung sind: mehr Drehmoment im unteren und mittleren Drehzahlbereich, weniger unverbrannte Restgase im Leerlauf, verbesserter Leerlauf , geringerer Schadstoffausstoss, interne Abgasrückführung schon bei niedriger Drehzahl, schnellere Aufwärmung des Katalysators und geringere Rohemission nach dem Kaltstart, spezielle Funktionen für die Gemischanpassung im Warmlauf, reduzierter Treibstoff-Verbrauch und ein geringeres Motorengeräusch.
Die Erfindung betrifft insbesondere Versteller die hydraulisch betätigt werden. Gegebenenfalls wird der Versteller von einer zusätzlichen Hydraulikpumpe gespiesen. Vorzugsweise aber soll eine Speisung durch die Schmierölpumpe des Motors genügen, was besonders kosten- und verbrauchsgünstig ist.
Durch die Ventilbetätigung erfährt die Nockenwelle starke
Drehmomentschwankungen, welchen die Übertragungsvorrichtung standhalten muss. Ein bevorzugter Versteller sollte jede wünschbare Winkelverstellung unabhängig vom jeweiligen auf die Nockenwelle wirkenden Drehmoment in genügend kurzer Zeit einstellen und halten können. Dazu muss sein Arbeitsvermögen bzw. seine Verstellleistung entsprechend gross sein. Bei einer Speisung durch die Schmierölpumpe ergeben sich bei hoher Öltemperatur und auch bei niedriger Drehzahl des Motors und somit der Pumpe Probleme aufgrund des tiefen zur Verfügung stehenden Öldruckes. Es wird eine hohe
Verstellgeschwindigkeit gewünscht. Der benötigte Speisedruck und/oder Speisefluss soll so tief wie möglich liegen. Zugleich sollten die Baumasse so klein - 3 -
sein, dass keine weitergehenden konstruktiven Änderungen am Motor nötig werden. Vorzugsweise sollte der Versteller radial innerhalb des Nockenwellenrades Platz finden und axial kurz bauen.
Ein bekannter Versteller benutzt einen axial wirkenden Hydraulikkolben zum axialen Verstellen einer Muffe. Die Muffe umfasst eine Innen- und eine Aussen- Schrägverzahnung, wobei die beiden Verzahnungen mit gegenläufiger Steigung ausgebildet sind. Die Aussenverzahnung der Muffe greift in eine fest mit dem Nockenwellenrad verbundene Innenverzahnung ein und die Innenverzahnung der Muffe greift in eine mit der Nockenwelle verbundene Verzahnung ein. Durch ein axiales Verstellen der Muffe wird eine Winkelverstellung zwischen dem Nockenwellenrad und der Nockenwelle erzielt. Der Verstellbereich ist wegen der begrenzten axialen Baulänge beschränkt. Wird der Schrägungswinkel vergrössert, so muss bei gleichem übertragbarem Verteilmoment der Arbeitskolben vergrössert werden, was wiederum zu einem grösseren Kolbendurchmesser führt. Auch wird dadurch das zwangsläufig notwendige Zahnspiel wirksamer, was aufgrund der periodisch ändernden Drehmomente der Nockenwelle zu unerwünschten Geräuschen und zu einer erhöhten Abnutzung führt. Das den Hydraulikkoiben betätigende Öl, kann während Drehmomentspitzen in die falsche Richtung fliessen, insbesondere wenn bei niedriger Motorendrehzahl der
Betätigungs-Öldruck niedriger ist als der vom Nockenwellen-Drehmoment ausgehende Quetschdruck. Auf diese Weise wird die Verstellgeschwindigkeit und die Positioniergenauigkeit reduziert. Wenn dies vermieden werden soll, so muss die Ölpumpe wesentlich grösser dimensioniert werden. Dies führt, insbesondere bei hohen Motorendrehzahlen, zu höheren Energieverlusten. Ein weiterer Nachteil gegenläufiger Schrägverzahnungen ist deren aufwendige Herstellung.
Ein weiterer bekannter Versteller ist als sogenannter Flügelversteller ausgebildet. Ein äusseres Gehäuseteil ist fest mit dem Nockenwellenrad verbunden und umfasst radial nach innen ragende Bereiche, die einen Ringraum in Teilräume unterteilen. Von einem an der Nockenwelle befestigten Wellenteil stehen Flügel radial nach aussen je in einen Teiiraum vor. Diese Flügel liegen seitlich und radial aussen dicht an die Teilraumberandung an, so dass ein Drehkolbensystem entsteht. Durch das Zuführen von Öl auf der einen Seite aller Flügel und das Ablassen von Öl auf der anderen Seite aller Flügel kann eine Verdrehung zwischen dem äusseren Gehäuseteil und dem Wellenteil erzielt werden. Durch eine Integration des Produktes aus Radius und Arbeitsdruck über die
Flügelflächen wird ein Übertragungs- und Verstelldrehmoment bestimmt. Je mehr Flügel am Umfang angeordnet werden, desto höher ist das bei gegebenem Öldruck erzeugte Drehmoment. Gleichzeitig wird aber bei einer grösseren Anzahl Flügel der maximale Verstellwinkel verkleinert, weil ja der Bauraum in Umfangsrichtung beschränkt ist.
Beim Starten des Motors und gegebenenfalls auch bei einer hohen Öltemperatur ist der Öldruck der Schmierölpumpe zu tief, um im Versteller ein Drehmoment zu erzeugen, das grösser ist als die maximalen Nockenwellen-Drehmomente. Die Spitzen der Nockenwellen-Drehmomente verstellen die Drehlage des Verstellers bis die Flügel an einer Teilraumberandung anliegen. Weil die Nockenwellen- Drehmomente zwischen positiven und negativen Maxima oszillieren, wird der Versteller bei zu tiefem Öldruck von einer gewünschten Drehlage weg alternierend in beiden Drehrichtungen bis zum Anliegen der Flügel ausgelenkt. Dies führt zu starkem Verschleiss und zu unangenehmen Geräuschen. Um diesen unerwünschten Effekt zu vermindern, wird etwa ein Bremseiement eingesetzt, das bei tiefem Öldruck die oszillierenden Bewegungen dämpft.
Zum Verstellen und Halten der Drehlage ist ein Ölversorgungsventil, eine Drehlagenerfassung und eine Steuerung so ausgebildet, dass Abweichungen von einer Solllage durch eine entsprechende Ventilbetätigung korrigiert werden. Der benötigte Öldruck und entsprechend auch der leckstrombedingte Ölverbrauch dieses Drehkolben-Verstellers ist hoch, weil der volle Druck auch zum Halten einer eingestellten Verdrehungslage bzw. zum Übertragen der Nockenwellen- Drehmomente benötigt wird. Entsprechend den in beiden Drehrichtungen auftretenden maximalen Nockenwellen-Drehmomenten treten in den Arbeitsräumen des Drehkolben-Systems hohe Spitzenwerte auf. Wenn das Öl- - 5 -
ersorgungsventil geschlossen ist, stören diese hohen Quetschdrücke nur in der Weise, dass entsprechend hohe Leckverluste entstehen. Bei in der Verstellphase offenem Verstellventil kann das Öl während Drehmomentspitzen in die falsche Richtung fliessen, weil insbesondere bei niedriger Motorendrehzahl der Betätigungs-Öldruck niedriger ist als der Quetschdruck. Auf diese Weise wird die Verstellgeschwindigkeit und die Positioniergenauigkeit reduziert, so dass bei solchen Motoren die Ölpumpe wesentlich grösser dimensioniert werden muss. Dies führt, insbesondere bei hohen Motorendrehzahlen, zu höheren Energieverlusten.
Der Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, einen Versteller zu finden, der jede wünschbare Winkelverstellung auch bei auf die Welle wirkenden Drehmomenten, insbesondere bei dem von den Ventilen auf eine Nockenwelle übertragenen Drehmomentverlauf, einstellbar macht. Sein Arbeitsvermögen bzw. seine Verstellleistung soll auch bei tiefem Betätigungs-Fluiddruck möglichst gross sein.
Zugleich sollten die Baumasse und der Herstellungsaufwand klein sein.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Anspruches 1 gelöst. Die abhängigen Ansprüche beschreiben alternative bzw. vorteilhafte Ausführungsvarianten.
Bei der Lösung der Aufgabe wurde erkannt, dass eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach dem Orbit Prinzip auch mit einem tiefen Betätigungsöldruck die benötigte Verstellleistung erzielbar macht. Solche Maschinen umfassen zumindest einen Stator, einen Rotor bzw. Kreiskolben, einen Abtriebteil und eine Ventilvorrichtung, die drehende Teilbereiche des
Arbeitsraumes zwischen Stator und Rotor mit Hoch- und Niederdruck verbindet. Vorzugsweise ist die Zähnezahl der Innenverzahnung des Stators um eins grösser als jene der Aussenverzahnung des Kreiskolbens. Die einzelnen Komponenten einer Kreiskolbenmaschine können mit kleinem Aufwand, insbesondere mittels sintern hergestellt, werden. Die ringförmigen Maschinenteile und der Arbeitsraum benötigen nur wenig Platz. Ein erfindungsgemässer Versteiier wird vorzugsweise direkt zwischen der Nockenwelle und dem Nockenwellenrad angeordnet werden, - 6 -
wobei das Nockenwellenrad insbesondere direkt am Stator ausgebildet ist, so dass nur ein äusserst kleiner zusätzlicher Bauraum benötigt wird.
Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass eine beliebig grosse Drehlagenänderung bzw. Verdrehung zwischen einer Welle und einem darauf sitzenden Wellenrad erzieibar ist. Durch die Ausbildung des Drehlagen-Verstellers als Kreiskolben- Maschine bzw. Hydrauiikmotor mit zwei ringförmige Drehanschlüssen zum Zu- und Abführen von Druckfluid kann dieser nebst der beispielsweise bei Nockenwellen benötigten Verstellaufgabe in anderen Anwendungen eine Antriebsaufgabe übernehmen. Das heisst der erfindungsgemässe Versteller ist sowohl als Ausrichtungs-, bzw. Positionier- wie auch als Bewegungseinheit auf drehenden Wellen einsetzbar. Im allgemeinsten Fall wird zum Verstellen der Phasenlage und/oder der Drehgeschwindigkeit einer Welle, die von einer Antriebswelle über eine Übertragungsvorrichtung mit mindestens einem auf einer Welle sitzenden Übertragungsrad in Drehung versetzbar ist, die Drehlage bzw.
Drehgeschwindigkeit des Ubertragungsrades relativ zur Welle mit Druckfluid, das über zwei ringförmige Drehanschlüsse zu- und abführbar ist, verändert. Zur Betätigung wird eine Fluidversorgungsvorrichtung mit einer Steuerung, einer Drehlagen- bzw. Drehgeschwindigkeitserfassung und mindestens einem Kontrollventil eingesetzt, sodass die Einstellung einer Soll-Drehlage bzw. -
Geschwindigkeit , oder -Beschleunigung durch eine entsprechende Ventilbetätigung erzielbar wird.
Wenn lediglich die Phasenlage einer Nockenwelle innerhalb eines vorgegebenen Winkelbereiches verstellbar sein soll, so wird vorallem ein genügend grosses
Antriebsmoment auch bei kleinem Fluid- bzw. Öldruck benötigt. Vorzugsweise wird nun eine Kreiskolbenmaschine vorgesehen, bei der die Drehübertragung vom Kreiskolben auf den Abtriebteil mit dem Drehzahlverhältnis 1 : 1 erfolgt. Die Ventilvorrichtung der Kreiskolbenmaschine umfasst dann vorzugsweise mit dem Abtriebteil drehende, insbesondere an diesem ausgebildete, erste und zweite, gleichmässig über den Umfang verteilte, radiale Ventilkanäle, die mit inneren Anschlussbereichen von radialen, gleichmässig über den Umfang verteilten, WO 99/58821 . η _ PCT/EP98/02759
Statorkanälen zusammenwirken. Die äusseren Anschlussbereiche der Statorkanäle münden zwischen den Zähnen der Innenverzahnung des Stators in den Arbeitsraum. Die Anzahl der ersten bzw. zweiten Ventilkanäle unterscheidet sich von der Anzahl der Statorkanäle je um einen Kanal, so dass die inneren Anschlussbereiche der Statorkanäle in einem ersten Umfangs-Teilbereich mit ersten Ventilkanälen und in einem zweiten Umfangs-Teilbereich mit zweiten Ventilkanälen verbunden sind. Die ersten Ventilkanäle sind über einen inneren Ringkanal im Abtriebteil an den einen ringförmigen Drehanschluss und die zweiten Ventilkanäie über einen Freiraum zwischen dem Abtriebteil und dem Kreiskolben und einen äusseren Verbindungskanal im Abtriebteil an den anderen ringförmigen Drehanschluss angeschlossen.
Um ein Drehzahlverhältnis von 1 : 1 zwischen dem Kreiskolben und dem Abtriebteil zu erzielen, muss eine Kraftübertragung zwischen dem mit drehhender Exzentrizität um die Achse des Abtriebteils bewegten Kreiskolben und dem
Abtriebsteil ausgebildet werden. Gemäss der CH 676 490 kann die Kraft- bzw. Drehmomentübertragung beispielsweise mit einer Kardanwelle erfolgen. Diese würde aber in Achsrichtung zu einer grossen Baulänge führen. Eine weitere, in der CH 676 490 erwähnte Übertragungsvorrichtung umfasst eine Koppelung mittels Bolzen, welche im einen Teil in passenden Bohrungen und im anderen Teil in Bohrungen mit um die zweifache Exzentrizität grösserem Durchmesser als der Bolzendurchmesser aufgenommen sind. Bei der Drehübertragung rollen die Bolzen entlang der Berandungsflächen der grösseren Bohrungen. Auch diese Bolzenübertragung führt in Achsrichtung zu einer erhöhten Baulänge. Eine aufgrund der kleinen Baulänge bevorzugte Lösung gemäss der CH 676 490 umfasst am Kreiskolben eine Innen- und am Abtriebteil eine Aussenverzahnung. Um zu gewährleisten, dass bei einem vom Kreiskolben angetriebenen Abtriebteil, dessen Drehachse ortsfest sein kann, werden zusammenwirkende Zähne mit Zahnkonturen vorgesehen, die an die vorliegende Exzentrizität angepasst sind.
Es hat sich nun gezeigt, dass bei der Drehübertragung zwischen Kreiskolben und Abtriebteil mit einer Innen- und einer Aussenverzahnung eine selbsthemmende Wirkung zwischen dem Stator und dem Abtriebteil erzielt wird. Das heisst ein auf das Abtriebsteil aufgebrachtes Drehmoment wird über den Kreiskolben an den Stator übertragen. Weil der Kreiskolben dabei praktisch nicht in Drehung versetzbar ist, handelt es sich um eine im wesentlichen formschlüssige Drehmomentübertragung, die insbesondere durch eine Annäherung der
Zahnkontur an eine Dreiecksform noch erhöht werden kann. Der Versteller kann somit nur durch Öldurckzufuhr in seiner Drehwinkellage verstellt werden, jedoch nicht durch Drehmomentaufbringung von aussen. Damit ist gewährleistet, dass hohe Drehmomentspitzen der Nockenwelle nicht zu hohen Quetschdrücken in den Arbeitskammern des Hydrauliksystems führen können und dass für den
Normalbetrieb, also wenn keine Winkelverstellung stattfindet, kein Stützdruck für die Drehmomentübertragung notwendig ist. Während der verstellungsfreien Phasen treten im wesentlichen keine Ölleckströme auf, was zu einem kleinen mittleren Öldurchsatz führt. Zudem könnte während der verstellungsfreien Phasen ein Akkumulator mit Drucköl beaufschlagt werden, welches dann in
Verstellphasen zur Verfügung steht. Dadurch würde die von der Öldruckpumpe benötigte Druckölmenge reduziert, was die Anforderungen an die Pumpe und entsprechend deren Verlustleistung reduziert.
Zum Verstellen der Nockenwellen-Phasenlage wird der Versteller vorzugsweise auf der Nockenwelle, gegebenenfalls aber auf der Antriebs- oder auf einer zusätzlichen Übertragungswelle angeordnet.
Die bevorzugten Versteller arbeiten nach dem Orbitprinzip der in der Hochdruckhydraulik bekannten Hochmoment-Hydraulikmotoren. Dadurch ergibt sich ein extrem hohes Arbeitsvermögen. Die Drehlagenverstellung erfolgt stufenlos und hat keine Winkelbeschränkung. Aufgrund der ineinanderpassenden Zahnformen, und der in den bevorzugten Ausführungen ausgebildeten Selbsthemmung, treten keine schlagenden Geräusche auf . Zudem sind die erfindungsgemässen Versteller einfach herzustellen und benötigen nur wenige
Teile. Bei der oben erwähnten und nachfolgend anhand des Beispieles beschriebenen Ausführungsform mit einem Abtriebteil, das mit der Drehzahl des Kreiskolbens um eine feste Achse drehbar ist und insbesondere ein Steuerteii der Ventilvorrichtung umfasst, handelt es sich um eine Lösung, die auch als vorteilhafter, langsamlaufender Hydromotor einsetzbar ist. Es versteht sich von selbst, dass ein solcher langsamlaufender Hydromotor auch mit einem fest angeordneten Abtriebteil und einem drehenden Stator ausgebildet werden kann. Dabei könnte dann auf Drehanschlüsse verzichtet werden. Langsamlaufende, insbesondere auf Wellen angeordnete, Hydromotoren können beispielsweise vorteilhaft als Antriebe in Werkzeugmaschinen eingesetzt werden.
Die Zeichnungen erläutern die Erfindung anhand eines Ausführungsbeispieles. Dabei zeigt
Fig. 1 einen vertikalen Schnitt entlang der Nockenwellenachse durch einen an der Nockenwelle befestigten Versteller
Fig. 2 einen vertikalen Schnitt E-E gemäss Fig. 1
Fig. 3 einen vertikalen Schnitt D-D gemäss Fig. 1
Fig. 4 einen vertikalen Schnitt C-C gemäss Fig. 1 Fig. 5 eine Ansicht des Nockenwellenendes mit dem Versteller
Fig. 1 zeigt einen Versteller 1 , der an einem freien Ende einer Nockenwelle 2 angeordnet ist. Der Versteller 1 ist als Kreiskolbenmaschine ausgebildet und umfasst dabei zumindest einen Abtriebteil 3, einen Kreiskolben 4 und einen Stator 5. Eine Aussenverzahnung 6 des Stators 5 bildet das Nockenwellenrad 6', das gegebenenfalls auch als getrenntes Teil am Stator 5 befestigt sein könnte. Durch eine rotierende Bewegung des Kreiskolbens 4 um eine um die Nockenwellenachse 2a drehende Exzenterachse wird eine Verdrehung zwischen Stator 5 und Abtriebteil 3 erzielt. Um diese Kreiskolben-Drehbewegung anzutreiben, muss einem Teil von Arbeitskammern 7 zwischen dem Stator 5 und dem Kreiskolben 4 gezielt Druckfluid bzw. Öl unter Druck zugeführt und und aus einem anderen Teil von Arbeitskammern 7 Fluid abfliessen gelassen werden. Die Arbeitskammern 7 bilden sich gemäss Fig. 2 zwischen einer Stator-Innenverzahnung 5a und einer Kreiskolben-Aussenverzahnung 4a. Vorzugsweise beträgt die Zähnezahl der Stator-Innenverzahnung 5a zwölf und jene der Kreiskolben- Aussenverzahnung 4a elf. Die Drehbewegung des Kreiskolbens entsteht durch die fluidspeisungsbedingte Aufweitung der Arbeitskammern 7 der einen
Umfangshälfte und die entsprechende Verkleinerung der Arbeitskammern 7 der anderen Umfangshälfte. Um die Fluidspeisung so zu steuern bzw. die Arbeitskammern 7 so drehend mit Hoch- oder Niederdruck zu verbinden, dass die gewünschte Kreiskolbenbewegung entsteht, ist eine Ventilvorrichtung vorgesehen.
Die Ventilvorrichtung umfasst ein mit der Drehzahl des Kreiskolbens 4 drehendes (Fig. 3) und ein mit dem Stator 5 fest verbundenes (Fig. 4) Kanalsystem . Weil das drehende Kanalsystem der dargestellten Ausführungsform am Abtriebteil 3 ausgebildet ist, wird gemäss Fig. 2 der Abtriebteil 3 vorzugsweise durch das
Zusammenwirken einer Abtrieb-Aussenverzahnung 3a und einer Kreiskolben- Innenverzahnung 4b in Drehung versetzt. Die Drehübertragung vom Kreiskolben
4 auf den Abtriebteil 3 erfolgt mit dem Drehzahlverhältnis 1 : 1 , wozu die Zähnezahl der Abtrieb-Aussenverzahnung 3a mit jener der Kreiskolben- Innenverzahnung 4b übereinstimmt. Zudem ist in der dargestellten
Ausführungsform auch die Zähnezahl der Kreiskolben-Aussenverzahnung 4a gleichgross wie jene der Kreiskolben-Innenverzahnung 4b. Die Ventilvorrichtung umfasst mit dem Abtriebteil 3 drehende, vorzugsweise an diesem ausgebildete, erste 8 und zweite 9, gleichmässig über den Umfang verteilte, radiale Ventilkanäle, die mit inneren Anschussbereichen 10 von radialen, gleichmässig über den Umfang verteilten, Statorkanälen 1 1 zusammenwirken, deren äussere Anschussbereiche 1 2 zwischen den Zähnen der Innenverzahnung 5a des Stators
5 in die Arbeitskammern münden. Die Anzahl der ersten bzw. zweiten Ventilkanäle 8, 9 unterscheidet sich von der Anzahl der Statorkanäle 1 1 je um einen Kanal, so dass die inneren Anschlussbereiche 1 0 der Statorkanäle 1 1 in einem ersten Umfangs-Teilbereich mit ersten Ventilkanälen 8 und in einem zweiten Umfangs-Teilbereich mit zweiten Ventilkanälen 9 verbunden sind. Die inneren und äusseren Anschussbereiche 1 0 und 1 2 der Statorkanäle 1 1 sind als Bohrungen durch eine mit dem Stator 5 fest verbundene Steuerscheibe 1 9 ausgebildet. Die Statorkanäle 1 1 sind vorzugsweise als Vertiefungen im äusseren Stator-Verschlussdeckel 20 ausgebildet.
Die ersten Ventilkanäle 8 schliessen über einen inneren Ringkanal 13 im Abtriebteil 3 und in der Nockenwelle 2, sowie mindestens eine erste Radϊalbohrung 1 5a an einen ringförmigen ersten Drehanschluss 14a an. Die zweiten Ventilkanäle 9 schliessen über einen Freiraum 1 6 zwischen dem Abtriebteil 3 und dem Kreiskolben 4, einen äusseren Verbindungskanal 1 7 im
Abtriebteil 3 und eine Radialbohrung 1 5b in der Nockenwelle 2 an einen zweiten ringförmigen Drehanschluss 1 4b an. In Achsrichtung beidseits der Drehanschlüsse 1 4a und 1 4b sind Ringnute 1 8 zum Aufnehmen von Dichtungseiementen ausgebildet.
Das Statorgehäuse umfasst den äusseren Stator-Verschlussdeckel 20, die Steuerscheibe 1 9, den Stator 5 und einen inneren Stator-Verschlussdeckel 21 . Das Statorgehäuse wird von Schrauben 22 zusammengehalten. Der Kreiskolben 4 ist in Achsrichtung mit den Innenseiten der Steuerscheibe 1 9 und des inneren Stator-Verschlussdeckels 21 in Gleitkontakt. Das Statorgehäuse wird in
Achsrichtung drehbar am Abtreibteil 3 gehalten. Das Abtriebteil 3 ist drehfest mit der Nockenwelle 2 verbunden, wobei sich vorzugsweise ein an der Nockenwelle 2 festgeschraubtes, axial angeordnetes Schraubenteil 23 durch ein Abtriebsabschlussteil 24 und das Abtriebteil 3 erstreckt. Zwischen dem Schraubenteil 23 und dem Abtriebteil 3 ist der innere Ringkanal 1 3 ausgebildet.
Das Statorgehäuse ist in einer Ringnut zwischen dem Abtriebsabschlussteil 24 und dem Abtriebteil 3 drehbar gehalten und mittels einer Dichtungseinheit 25 nach aussen abgedichtet. Zur Bildung einer Drehführung bzw. Dichtung für den inneren Stator-Verschlussdeckels 21 ist ein Führungsring 26 zwischen das Abtriebteil und das Nockenwellenende eingesetzt. Für Anwendungen bei denen die Drehlagenverstellung auf einen vorgegebenen Winkelbereich beschränkt ist, wird vorzugsweise zwischen dem Abtriebsabschlussteil 24 und dem äusseren Stator-Verschlussdeckel 20 eine Drehbereichsbegrenzung ausgebildet. Diese umfasst beispielsweise zwei radial nach aussen vorstehende Abschlussteil-Anschlagsflächen 27 denen je eine
Stator-Anschlagsfläche 28 so zugeordnet ist, dass die Verstellung nur innerhalb eines vorgegebenen Drehwinkelbereiches möglich ist. Durch die Anordnung der Drehbereichsbegrenzung beim äusseren Stator-Verschlussdeckel 20 ist mit einer einfachen visuellen Kontrolle ersichtlich, in welcher Drehlage die Nockenwelle 2 ist.
Der Stator 5 mit der Innenverzahnung und/oder der Kreiskolben 4 und/oder der Abtriebteil 3 und/oder die Stator-Verschlussdeckel 20, 21 sind vorzugsweise im pulvermetallurgischen Verfahren hergestellt. Gegebenenfalls wird ein Kreiskolben 4 aus Kunststoff eingesetzt. Zur Verminderung des Gewichtes sind im
Kreiskolben 4 gegebenenfalls axiale Höhlungen 29 ausgebildet.

Claims

Patentansprüche
1 . Versteilvorrichtung ( 1 ) zum Verstellen der Phasenlage einer Welle, insbesondere einer Nockenwelle (2), die von einer Antriebswelle, insbesondere einer Kurbelwelle, über eine Übertragungsvorrichtung mit mindestens einem auf einer Welle sitzenden Übertragungsrad (6') in Drehung versetzbar ist, wobei die Verstellvorrichtung die Drehlage des Ubertragungsrades (6') relativ zur Welle (2) mit Druckfluid, das über zwei ringförmige Drehanschlüsse (14a, 14b) zu- und abführbar ist, verstellbar macht und eine Fluidversorgungsvorrichtung mit einer Steuerung, einer Drehlagenerfassung und mindestens einem Kontrollventil die Einstellung einer Soll- Drehlage durch eine entsprechende Ventilbetätigung erzielbar macht, dadurch gekennzeichnet, dass die Versteilvorrichtung ( 1 ) eine Kreiskolbenmaschine nach dem Orbit Prinzip ist, die einen Stator (5) mit einer Innenverzahnung (5a), einen ringförmigen Kreiskolben (4) mit einer in die Innenverzahnung des
Stators (5a) eingreifenden Aussenverzahnung (4a), einen vom Kreiskolben (4) in Drehung versetzbaren Abtriebteil (3) und eine Ventilvorrichtung (8-1 2) umfasst, die zum Steuern der Kreiskolbenbewegung drehende Teilbereiche des Arbeitsraumes (7) zwischen Stator (5) und Kreiskolben (4) mit Hoch- oder Niederdruck der Fluidversorgungsvorrichtung verbindbar macht.
2. Verstellvorrichtung (1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Zähnezahl der Innenverzahnung des Stators (5a) um eins grösser ist als jene der Aussenverzahnung des Kreiskolbens (4a).
3. Verstellvorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehübertragung vom Kreiskolben (4) auf den Abtriebteil (3) mit dem Drehzahlverhältnis 1 : 1 erfolgt und die Ventilvorrichtung (8-1 2) mit dem Abtriebteil (3) drehende, vorzugsweise an diesem ausgebildete, erste und zweite, gleichmässig über den Umfang verteilte, radiale Ventilkanäle (8,9) umfasst, die mit inneren Anschussbereichen ( 1 0) von radialen, gleichmässig über den Umfang verteilten, Statorkanälen ( 1 1 ) zusammenwirken, deren WO 99/58821 _ -| 4 _ PCT/EP98/02759
äussere Anschussbereiche ( 12) zwischen den Zähnen der Innenverzahnung des Stators (5a) in den Arbeitsraum (7) münden, wobei sich die Anzahl der ersten bzw. zweiten Ventilkanäle (8,9) von der Anzahl der Statorkanäle ( 1 1 ) je um einen Kanal unterscheidet, so dass die inneren Anschlussbereiche ( 10) der Statorkanäle ( 1 1 ) in einem ersten Umfangs-Teilbereich mit ersten
Ventilkanälen (8) und in einem zweiten Umfangs-Teilbereich mit zweiten Ventilkanälen (9) verbunden sind.
4. Verstellvorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die ersten Ventilkanälen (8) über einen inneren Ringkanal (1 3) im Abtriebteil (3) an den einen ringförmigen Drehanschluss (14b) und die zweiten Ventilkanäle (9) über einen Freiraum ( 1 6) zwischen dem Abtriebteil (3) und dem Kreiskolben (4) und einen äusseren Verbindungskanal ( 1 7) im Abtriebteil (3) an den anderen ringförmigen Drehanschluss ( 14a) anschliessen.
5. Verstellvorrichtung nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass die inneren und äusseren Anschussbereiche ( 1 0, 1 2) der Statorkanäle ( 1 1 ) in einer mit dem Stator (5) fest verbundenen Steuerscheibe (1 9) und die Statorkanäle ( 1 1 ) vorzugsweise als Vertiefungen im Stator-Verschlussdeckel (20) ausgebildet sind.
6. Verstellvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass eine Aussenverzahnung des Abtriebteiles (3a) in eine Innenverzahnung des Kreiskolbens (4b) eingreift, wobei vorzugsweise die Zahnzahlen und/oder die Zahnformen so gewählt sind, dass die
Drehverbindung zwischen dem Abtriebteil (3) und dem Stator (5) selbsthemmend ist, so dass jede Drehlage auch bei fehlendem Druckfluid und hohen Drehmomenten zwischen dem Stator (5) und dem Abtriebteil (3) im wesentlichen formschlüssig fest gehalten wird.
7. Verstellvorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die beiden Verzahnungen des Kreiskolbens (4a, 4b) gleiche Zähnezahlen haben, WO 99/58821 .. g PCT/EP98/02759
wobei diese Zähnezahl vorzugsweise elf ist und insbesondere die Zähnezahi der Innenverzahnung des Stators (5a) zwölf ist.
8. Verstellvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeich- net, dass im Kreiskolben (5) zur Verminderung des Gewichtes axiale
Höhlungen (29) ausgebildet sind.
9. Verstellvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Statorteil mit der Innenverzahnung (5a) und/oder der Kreiskolben (4) und/oder der Abtriebteil (3) und/oder der Stator-
Verschlussdeckel (20,21 ) im pulvermetallurgischen Verfahren hergestellt sind.
1 0. Verstellvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeich- net, dass der Kreiskolben (4) aus Kunststoff hergestellt ist.
1 1 . Verstellvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 1 0, dadurch gekennzeichnet, dass der Abtriebteil (3) drehfest mit der Nockenwelle (2) verbindbar ist, wobei sich vorzugsweise ein an der Nockenwelle (2) festgeschraubtes, axial angeordnetes Schraubenteil (23) durch ein
Abtriebsabschlussteil (24) und das Abtriebteil (3) erstreckt, wobei der Stator (5) insbesondere in einer Ringnut zwischen dem Abtriebsabschlussteil (24) und dem Abtriebteil (3) gehalten ist und gegebenenfalls aus vier mittels Schrauben zusammengehaltenen Teilen besteht, nämlich einem ersten und einem zweiten Stator-Verschlussdeckel (20,21 ), einer Steuerscheibe ( 19) und einem Verzahnungsteil (5).
1 2. Verstellvorrichtung nach Anspruch 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Abtriebsabschlussteil (24) und dem Stator-Verschlussdeckel (20) eine Drehbereichsbegrenzung ausgebildet ist, vorzugsweise in der Form zweier radial nach aussen vorstehender Abschlussteil-Anschlagsflächen (27) denen je eine Stator-Anschlagsfläche (28) so zugeordnet ist, dass die WO 99/58821 . •, g . PCT/EP98/02759
Verstellung nur innerhalb eines vorgegebenen Drehwinkelbereiches möglich ist.
3. Verstellvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 1 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Ubertragungsrad (6') am Stator (5) befestigt, insbesondere aber direkt an diesem ausgebildet ist, wobei das Ubertragungsrad (6') vorzugsweise eine Ketten- oder Zahnriemenverzahnung umfasst.
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