WO2000077368A1 - Kolbenbrennkraftmaschine mit variablem brennraum - Google Patents

Kolbenbrennkraftmaschine mit variablem brennraum Download PDF

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WO2000077368A1
WO2000077368A1 PCT/EP2000/004902 EP0004902W WO0077368A1 WO 2000077368 A1 WO2000077368 A1 WO 2000077368A1 EP 0004902 W EP0004902 W EP 0004902W WO 0077368 A1 WO0077368 A1 WO 0077368A1
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WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
crankshaft
gear
internal combustion
combustion engine
output shaft
Prior art date
Application number
PCT/EP2000/004902
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English (en)
French (fr)
Inventor
Kurt Imren Yapici
Christoph Bollig
Original Assignee
Fev Motorentechnik Gmbh
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Publication date
Application filed by Fev Motorentechnik Gmbh filed Critical Fev Motorentechnik Gmbh
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    • 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
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/047—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of variable crankshaft position
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/02—Varying compression ratio by alteration or displacement of piston stroke

Definitions

  • changing the combustion chamber offers the possibility of optimally adapting the operating conditions to the respective load case.
  • a change in the combustion chamber is possible, for example, by raising or lowering the crankshaft axis of rotation with respect to a reference plane fixed to the engine. With this change in the height of the crankshaft relative to the reference plane fixed to the engine, the position of the crankshaft axis of rotation relative to the axis of rotation of the downstream output shaft, which is fixed in terms of the engine, also changes.
  • the problem now is that despite the adjustable change in the altitude of the crankshaft to the reference plane, both shafts must rotate in the same direction and in particular with the same speed, and the torque must be transmitted in full and without speed fluctuations.
  • a piston internal combustion engine of this type in which the problem has been solved in that a bearing housing is attached to an adjusting eccentric for changing the position of the crankshaft, into which a drive pinion connected to the crankshaft projects at one end and projects into the other end with the predetermined transverse distance, an output pinion which connects to the output shaft.
  • the axis of rotation of the adjusting eccentric is aligned coaxially with the axis of rotation of the output pinion.
  • the invention is based on the object of providing a piston internal combustion engine of the type described at the outset which, when the position of the crankshaft is changed relative to an output shaft, permits transmission of large torques and at the same time has a short overall length.
  • this object is achieved with a piston internal combustion engine with cylinders arranged in series in a motor housing, with pistons which connect to a connecting rod
  • crankshafts are connected, the bearings of which are arranged in eccentric rings, which in turn are rotatably mounted in support bearings in the motor housing and which are connected to an actuator, at least one output shaft being provided which is coaxial to the axis of rotation of the eccentric rings and axially parallel with a transverse distance to the crankshaft is aligned and the clutch is connected to the crankshaft via a coupling formed by at least two gearwheels arranged in a rotating plane, the gearwheel connected to the crankshaft being a drive wheel and that connected to the output shaft
  • Gear forms an output gear.
  • the arrangement of gearwheels which are in engagement with one another in an axis of rotation gives, on the one hand, the possibility of a short overall length and, on the other hand, the possibility of providing large diameters for these gearwheels, so that with a correspondingly high overlap the. Gearing can also transmit large torques.
  • the gearwheel connected to the crankshaft forms here a drive wheel, while the gear wheel connected to the output shaft forms an output wheel. This arrangement can be used not only for the main output shaft for the transmission, but also in the same way for the control drive, ie the drive of the camshaft and the auxiliary units.
  • the clutch is formed by a ring gear which is connected to one of the shafts and by a spur gear which is connected to the other shaft and is in engagement with the ring gear.
  • the ring gear can also be integrated into the flywheel at the same time. Due to the direct coupling of the crankshaft and the output shaft via only two gearwheels without an intermediate shaft, the excitation of torsional vibrations on the output side can be practically prevented.
  • the driven gear assigned to the driven shaft is rotatably mounted on the motor housing and that the driven gear is connected to the crankshaft in a rotationally fixed manner.
  • the design is interchangeable, ie both the drive gear and the driven gear can be designed as a ring gear and vice versa, and accordingly both the drive gear and the driven gear can be designed as a spur gear.
  • the ring gear encloses the spur gear like a housing. If the ring gear is used here as an output gear, the ring gear can be covered with a cover that completely closes off the spur gear and at the same time has connecting means for fastening the output shaft, so that a completely closed coupling results.
  • FIG. 1 is a perspective schematic representation of a four-cylinder piston internal combustion engine with a variably adjustable combustion chamber
  • FIG. 3 shows a first exemplary embodiment with a bearing of a driven wheel designed as a ring gear via rollers
  • Fig. 4 shows a modification of the embodiment. Fig. 3,
  • Fig. 6 shows an embodiment with a drive wheel as a ring gear.
  • a crankshaft 1 of a four-cylinder piston internal combustion engine with its crankshaft bearings 2 is mounted in eccentric rings 3, which in turn are rotatably mounted in corresponding support bearing housings 4 of an only indicated engine housing.
  • the crankshaft 1 With the crankshaft 1 are the connecting rods 5 each connected here only schematically indicated piston 6.
  • the crankshaft is shown in a position in which two pistons are in the top dead center position, while the other two pistons are in the bottom dead center position.
  • At least one of the eccentric rings 3 is rigidly connected to a rotating device 7 which is designed as a swivel lever and which is led out downward on the support bearing housing 4.
  • the pivot lever 7 is connected to a schematically represented actuator 8, by means of which the eccentric rings 3 can be correspondingly rotated back and forth in the direction of the double arrow 9, so that the height of the axis of rotation 10 of the crankshaft 1 also varies with respect to a motor-fixed one Reference plane changed.
  • the axis of rotation 10 of the crankshaft 1 is arranged eccentrically to the axis of rotation 11 of the eccentric rings 3 which is fixed to the motor, so that when the lever 7 is pivoted from an assumed central position (the pivot lever 7 points vertically downwards) Changes in altitude moved up or down.
  • the crankshaft 1 is also raised or lowered with respect to a horizontal reference plane fixed to the motor with respect to the rotational axis 11 of the eccentric rings 3 fixed to the motor.
  • the piston-type internal combustion engine is driven via an output shaft 12 leading to the transmission, which is aligned coaxially with the axis of rotation 11 of the eccentric rings 3.
  • the crankshaft is. 1 connected to a clutch 13.
  • the clutch 13 consists of a crankshaft 1 connected Drive gear 14 and an output gear 15 connected to the output shaft 12.
  • the two gear wheels 14 and 15, which are aligned in one plane of rotation, are shown here with significantly different diameters to simplify the drawing. In the practical embodiment, the two gears 14 and 15, as will be described in more detail below, have almost the same diameter.
  • the clutch 13 is shown in a schematic view in the direction of the axes 10, 11.
  • the crankshaft 1 is characterized by its axis of rotation 10 and the axis of rotation of the output shaft 12 is characterized by the coaxial axis of rotation 11 of the eccentric rings 3 which is fixed to the motor.
  • the axis of rotation 10 of the crankshaft and the axis of rotation 11 of the eccentric ring 3 are in the same height position A1 with respect to a reference plane B fixed to the engine with respect to this reference plane. If the eccentric rings 3 are now set according to FIG. 1 pivoted to the right, the axis of rotation 10 of the crankshaft 1 is raised accordingly with respect to the reference plane B, so that it is at a distance a2 from the reference plane B. However, since this lifting takes place by rotating the eccentric rings 3 about the axis of rotation 11, the axis of rotation 10 of the crankshaft is accordingly guided on a circular path 16, so that the axis of rotation of the crankshaft 1 assumes the position 10.2 in the rotated position.
  • the drive wheel 14 connected to the crankshaft 1 is now designed as a spur gear and the driven wheel 15 connected to the output shaft 12 is designed as a ring gear, then the torque of the crankshaft is transmitted directly to the output shaft 12 with little reduction. Due to the relatively large diameter of the gears meshing with one another, there is also a large overlap of the toothing, so that there is also a large torque can be transferred. The diameter of the tip circle of the toothing of the spur gear 14 is only smaller by such an amount than the tip circle of the toothing of the ring gear that free rolling is ensured.
  • the drive wheel 14 can simultaneously roll on the driven wheel 15 without changing the rotation of the two gearwheels without the overlap changing here.
  • the overlap in the engagement point 17.1 in the starting position is the same as the overlap in the engagement point 17.2 in the changed position. It is also important that the engagement conditions of the toothing do not change during this adjustment process.
  • FIG. 3 an embodiment for a clutch of the type described above is shown in a vertical section.
  • the drawing shows a vertical section of the end region of a piston internal combustion engine.
  • the eccentric ring 3 is shown in the bearing 4 in the motor housing 4.1.
  • the crankshaft 1 is mounted in a crankshaft bearing 2, which is led out of the engine housing 4.1 with a connecting pin 18.
  • a drive wheel 14 designed as a spur gear is fixedly connected to the connecting pin 18.
  • a race 19 is also fixed, on which the output gear 15, which is designed as a ring gear, is rotatably mounted via a plurality of rollers 20, which are uniformly distributed in the circumference.
  • the arrangement of the rollers 20 makes it possible, even on a large bearing diameter due to the design of a bearing ring 19, to provide a bearing for the driven wheel 15 which permits high speeds.
  • the output gear 15, which is designed as a ring gear is in engagement with the spur gear 14, as can be seen in FIG. 2.
  • the ring gear 15 is covered with a cover 21 which is provided in the region of the axis of rotation with connection means 22 for the output shaft 12, not shown here.
  • the arrangement of the cover 21, which is also a transmission element for the output shaft, results in a hermetic closure of the coupling, so that only in the area of the bearing ring 19 is a corresponding seal 24 to be provided, which seals the gap 25 between the ring gear 15 and the bearing ring 19 seals.
  • FIG. 4 shows a modification of the mounting of the ring gear 15 with an otherwise identical structure. While according to the embodiment. Fig. 3, the rollers 20 are attached to the ring gear is gem in the embodiment. Fig. 4 is provided with the motor housing 4.1 fixed bearing and sealing ring 19.1, to which the rollers 20 are rigidly attached. The ring gear 15 is provided with a bearing collar 15.1, which is supported on the rollers 20. The sealing of the gap 25 between the fixed sealing and bearing ring 19.1 and the rotating ring gear 15 takes place in this embodiment via a labyrinth seal 24.1. Otherwise, the structure corresponds to the embodiment described with reference to FIG. 3. In both embodiments, the
  • Rollers 20 are formed by small deep groove ball bearings.
  • FIG. 5 shows a modified embodiment in which a race 19.2 is fastened to the motor housing 4.1, with which the outer ring 26.1 of a deep groove ball bearing 26 is firmly connected.
  • the inner ring 26.2 of the deep groove ball bearing is firmly connected to the ring gear 15 via a collar 27, while the spur gear 14, as before, is firmly connected to the pin 18 of the crankshaft 1.
  • this concept is limited by dynamic limit values, in particular the maximum permissible speed of the bearing used.
  • the gap 25 is sealed here by means of a labyrinth seal 24.2, which, however, is arranged on the outside of the support ring 19.2 in this embodiment and is vented to the interior of the ring gear 15 via one or more passage channels 28.
  • the ring gear 15 is closed with a cover 21, which at the same time forms the connection for the output shaft 15.
  • the embodiment of the invention is not limited to the assignment of the two gear wheels to one another described above.
  • the arrangement can also be reversed in such a way that the crankshaft is connected to a ring gear as the drive wheel and the output shaft is connected to a spur gear as the driven wheel.
  • FIG. 6 shows in FIG. 6 for an exemplary embodiment.
  • the now designed as a ring gear drive wheel 14 is fixedly connected to the pin 18 of the crankshaft 1.
  • the output shaft 12 is correspondingly connected to an output gear 15 designed as a spur gear.
  • a bearing housing 29 is firmly connected to the motor housing 4.1, which completely surrounds the two gear wheels 14 and 15 and which has a passage opening 30 for connecting the driven shaft 12.
  • the driven wheel 15, which is designed as a spur gear, has a bearing collar 32, while the housing 29 has a corresponding bearing collar 33 in the region of the passage opening 30, so that the driven wheel 15 is mounted on the housing 29 via roller bearings 31.
  • the remaining passage gap of the passage opening 30 is sealed with a conventional seal 34.
  • Fig. 1 is also shown schematically that the control drive 36 can be driven via a correspondingly designed clutch 13.1.
  • a chain or toothed belt wheel 37 is connected to the ring gear analogous to FIG.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Kolbenbrennkraftmaschine mit in Reihe in einem Motorgehäuse (4.2) angeordneten Zylindern, mit Kolben (6), die über Pleuel (5) mit einer Kurbelwelle (1) verbunden sind, deren Lager (2) in Exzenterringen (3) angeordnet sind, die ihrerseits in Traglagern (4) im Motorgehäuse (4.1) verdrehbar gelagert sind und die mit einem Stellantrieb (7, 8) in Verbindung stehen, wobei wenigstens eine Abtriebswelle (12) vorgesehen ist, die koaxial zur Drehachse (11) der Exzenterringe (3) und achsparallel mit Querabstand zur Kurbelwelle (1) ausgerichtet ist und die über eine, aus wenigstens zwei Zahnrädern (14, 15) gebildete Kupplung (13) mit der Kurbelwelle (1) verbunden ist, wobei das mit der Kurbelwelle (1) verbundene Zahnrad ein Antriebsrad bildet und das mit der Abtriebswelle (12) verbundene Zahnrad ein Abtriebsrad bildet.

Description

Bezeichnung: Kolbenbrennkraftmaschine mit variablem Brennraum
Beschreibung
Bei einer Kolbenbrennkraftmaschine besteht über eine Veränderung des Brennraums die Möglichkeit, die Betriebsbedingungen an den jeweiligen Lastfall optimal anzupassen. Eine Veränderung des Brennraums ist beispielsweise möglich durch ein An- heben oder Absenken der Kurbelwellendrehachse gegenüber einer motorfesten Bezugsebene. Bei dieser Veränderung der Höhenlage der Kurbelwelle gegenüber der motorfesten Bezugsebene ändert sich aber auch die Position der Kurbelwellendrehachse zur Drehachse der nachgeschalteten, in ihrer Höhenlage motorfest angeordneten Abtriebswelle. Das Problem besteht nun darin, daß beide Wellen trotz der einstellbaren Veränderung der Höhenlage der Kurbelwelle zur Bezugsebene im gleichem Drehsinn und insbesondere mit gleicher Drehzahl umlaufen müssen und das Drehmoment in vollem Umfang und ohne Drehzahlschwankungen übertragen werden muß.
Aus DE-36 44 721-A ist eine Kolbenbrennkraftmaschine dieser Bauart bekannt, bei der das Problem dadurch gelöst worden ist, daß an einem Verstellexzenter für die Veränderung der Position der Kurbelwelle ein Lagergehäuse befestigt ist, in das einenends ein mit der Kurbelwelle verbundenes Antriebsritzel hineinragt und in das anderenends mit dem vorgegebenen Querabstand ein mit der Abtriebswelle verbündendes Abtriebsritzel hineinragt. Die Drehachse des Verstellexzenters ist koaxial zur Drehachse des Abtriebsritzels ausgerichtet. Die
Kraftübertragung zwischen dem Antriebsritzel an der Kurbelwelle und dem Abtriebsritzel an der Abtriebswelle erfolgt durch zwei gleichachsige und fest miteinander verbundene Umlaufräder, von denen beim Verstellvorgang ein Rad auf dem An- triebsritzel abrollt und das andere Rad auf dem Abtriebsrit- zel abrollt. Mit dieser Anordnung ist jede Veränderung der Position der Kurbelwelle gegenüber der Abtriebswelle ein- stellbar und die Drehgleichförmigkeit gewährleistet. Der Nachteil besteht jedoch darin, daß bei dieser Anordnung nur Zahnräder mit geringem Durchmesser eingesetzt werden können und somit das gesamte Drehmoment der Kolbenbrennkraftmaschine über Zahnräder mit geringem Durchmesser übertragen werden muß. Hierdurch ergeben sich sehr schnell Grenzen in der Größe des übertragbaren Drehmoments. Ein weiterer Nachteil der vorbekannten Anordnung besteht in einer verhältnismäßig großen Baulänge .
Der Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, eine Kolbenbrennkraftmaschine der eingangs bezeichneten Art zu schaffen, die bei der notwendigen Veränderung der Position der Kurbelwelle gegenüber einer Abtriebswelle eine Übertragung auch großer Drehmomente erlaubt und gleichzeitig eine kurze Baulänge aufweist.
Gemäß der Erfindung wird diese Aufgabe gelöst mit einer Kolbenbrennkraftmaschine mit in Reihe in einem Motorgehäuse an- geordneten Zylindern, mit Kolben, die über Pleuel mit einer
Kurbelwelle verbunden sind, deren Lager in Exzenterringen angeordnet sind, die ihrerseits in Traglagern im Motorgehäuse verdrehbar gelagert sind und die mit einem Stellantrieb in Verbindung stehen, wobei wenigstens eine Abtriebswelle vorge- sehen ist, die koaxial zur Drehachse der Exzenterringe und achsparallel mit Querabstand zur Kurbelwelle ausgerichtet ist und die über eine aus wenigstens zwei in einer Drehebene angeordneten Zahnrädern gebildete Kupplung mit der Kurbelwelle verbunden ist, wobei das mit der Kurbelwelle verbundene Zahn- rad ein Antriebsrad und das mit der Abtriebswelle verbundene
Zahnrad ein Abtriebsrad bildet. Durch die Anordnung von in einer Drehachse miteinander im Eingriff stehenden Zahnrädern besteht zum einen die Möglichkeit einer kurzen Baulänge und zum anderen die Möglichkeit, große Durchmesser für diese Zahnräder vorzusehen, so daß bei entsprechend hoher Überdek- kung der. Verzahnung auch große Drehmomente übertragen werden können. Das mit der Kurbelwelle verbundene Zahnrad bildet hierbei ein Antriebsrad, während das mit der Abtriebswelle verbundene Zahnrad ein Abtriebsrad bildet. Diese Anordnung kann nicht nur für die Hauptabtriebswelle zum Getriebe eingesetzt werden, sondern in gleicher Weise auch für den Steuer- trieb, d. h. den Antrieb der Nockenwelle sowie der Nebenaggregate .
In einer bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß die Kupplung gebildet wird durch ein Hohlrad, das mit einer der Wellen verbunden ist und durch ein Stirnrad, das mit der anderen Welle verbunden ist und mit dem Hohlrad im Eingriff steht. Damit ist die Möglichkeit gegeben, daß bei einer Verdrehung der Exzenterringe der Kurbelwellendrehachse gegenüber der Drehachse der Abtriebswelle die beiden Zahnrä- der ohne Änderung der Eingriffsbedingungen bei gleichzeitiger Drehung um ihre jeweilige Drehachse aufeinander abrollen können. Der besondere Vorteil dieser Anordnung besteht ferner darin, daß relativ große Zahnräder verwendet werden können, wobei das Stirnrad einen nur unwesentlich geringeren Durch- messer als das Hohlrad aufweisen kann. Es genügt, wenn beide Zahnräder gerade frei aufeinander abrollen können. Wird das Hohlrad mit der Kurbelwelle verbunden, dann kann das Hohlrad gleichzeitig auch in das Schwungrad integriert werden. Durch die unmittelbare Kopplung von Kurbelwelle und Abtriebswelle über nur zwei Zahnräder ohne eine Zwischenwelle kann die Anregung von Drehschwingungen auf der Abtriebsseite praktisch unterbunden werden.
In Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß das der Abtriebswelle zugeordnete Abtriebszahnrad am Motorgehäuse drehbar gelagert ist und daß das Antriebszahnrad drehfest mit der Kurbelwelle verbunden ist. Die Ausbildung ist in der Zuordnung vertauschbar, d. h. daß sowohl das Antriebsrad als auch das Abtriebsrad kann als Hohlrad ausgebildet werden und umgekehrt, und entsprechend sowohl das Antriebsrad als auch das Abtriebsrad kann als Stirnrad ausgebildet werden. In einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß das Hohlrad das Stirnrad gehäuseartig umfaßt. Wird das Hohlrad hierbei als Abtriebsrad eingesetzt, kann das Hohlrad mit einem das Stirnrad vollständig abschlie- ßenden Deckel abgedeckt werden, der gleichzeitig Anschlußmittel zur Befestigung der Abtriebswelle aufweist, so daß sich eine vollständig geschlossene Kupplung ergibt.
Die Erfindung wird anhand schematischer Zeichnungen näher er- läutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine perspektivische Schemadarstellung einer Vierzylinder-Kolbenbrennkraftmaschine mit variabel einstellbarem Brennraum,
Fig. 2 eine schematische Darstellung der Eingriffsverhältnisse einer aus zwei Zahnrädern gebildeten Kupplung,
Fig. 3 eine erstes Ausführungsbeispiel mit einer Lagerung eines als Hohlrad ausgebildeten Abtriebsrades über Laufrollen,
Fig. 4 eine Abwandlung der Ausführungsform gem. Fig. 3,
Fig. 5 eine Ausführungsform der Lagerung des als Hohlrad ausgebildeten Abtriebsrades über ein Wälzlager,
Fig. 6 ein Ausführungsbeispiel mit einem Antriebsrad als Hohlrad.
Wie die schematische Darstellung gem. Fig. 1 erkennen läßt, ist eine Kurbelwelle 1 einer Vierzylinder-Kolbenbrennkraftmaschine mit ihren Kurbelwellenlagern 2 in Exzenterringen 3 gelagert, die ihrerseits verdrehbar in entsprechenden Traglagergehäusen 4 eines nur angedeuteten Motorgehäuses gelagert sind. Mit der Kurbelwelle 1 sind über Pleuel 5 jeweils die hier nur schematisch angedeuteten Kolben 6 verbunden. Die Kurbelwelle ist in einer Stellung gezeigt, in der zwei Kolben sich in der oberen Totpunktstellung befinden, während sich die anderen beiden Kolben in der unteren Totpunktstellung be- finden. Zumindest einer der Exzenterringe 3 ist starr mit einer als Schwenkhebel ausgebildeten Verdreheinrichtung 7 verbunden, der am Traglagergehäuse 4 nach unten herausgeführt ist. Der Schwenkhebel 7 ist mit einem schematisch dargestellten Stellantrieb 8 verbunden, über den in Richtung des Dop- pelpfeiles 9 die Exzenterringe 3 entsprechend hin und her verdreht werden können, so daß sich auch jeweils die Höhenlage der Drehachse 10 der Kurbelwelle 1 gegenüber einer motor- festen Bezugsebene verändert.
Wie aus Fig. 1 ferner ersichtlich, ist die Drehachse 10 der Kurbelwelle 1 exzentrisch zur motorfesten Drehachse 11 der Exzenterringe 3 angeordnet, so daß sie sich bei einem Verschwenken des Hebels 7 aus einer angenommenen Mittelstellung (der Schwenkhebel 7 weist hierbei senkrecht nach unten) zur Veränderung der Höhenlage nach oben oder unten bewegt. Dadurch wird die Kurbelwelle 1 in bezug auf eine motorfeste horizontale Bezugsebene auch gegenüber der motorfesten Drehachse 11 der Exzenterringe 3 angehoben oder abgesenkt. Das bedeutet aber, daß die Kolben 6 jeweils in der oberen Totpunkt- Stellung um das gleiche Maß näher an das Brennraumdach des entsprechenden Zylinders heranreichen, so daß dementsprechend auch das Verdichtungsverhältnis erhöht und bei einer gegenläufigen Verdrehung der Exzenterringe 3 das Verdichtungsverhältnis entsprechend vermindert wird.
Der Abtrieb der Kolbenbrennkraftmaschine erfolgt über eine zum Getriebe führenden Abtriebswelle 12, die koaxial zur Drehachse 11 der Exzenterringe 3 ausgerichtet ist. Um die Veränderung der Position der Drehachse 10 der Kurbelwelle 1 zur Achse der Abtriebswelle 12 zu überbrücken, ist die Kurbelwelle. 1 mit einer Kupplung 13 verbunden. Die Kupplung 13 besteht hierbei aus einem mit der Kurbelwelle 1 verbundenen Antriebszahnrad 14 und einem mit der Abtriebswelle 12 verbundenen Abtriebszahnrad 15. Die beiden in einer Drehebene ausgerichteten Zahnräder 14 und 15 sind hier zur Vereinfachung der zeichnerischen Darstellung mit deutlich unterschiedlichen Durchmessern dargestellt. In der praktischen Ausführung weisen die beiden Zahnräder 14 und 15, wie nachstehend noch näher beschrieben werden wird, nahezu den gleichen Durchmesser auf .
In Fig. 2 ist die Kupplung 13 in einer schematischen Ansicht in Richtung der Achsen 10, 11 dargestellt. Die Kurbelwelle 1 ist hierbei durch ihre Drehachse 10 gekennzeichnet und die Drehachse der Abtriebswelle 12 ist durch die koaxiale motorfeste Drehachse 11 der Exzenterringe 3 gekennzeichnet.
In der in Fig. 1 wiedergegebenen Mittelstellung befinden sich die Drehachse 10 der Kurbelwelle und die Drehachse 11 der Exzenterring 3 in bezug auf eine motorfeste Bezugsebene B in der gleichen Höhenlage al gegenüber dieser Bezugsebene. Wer- den nun die Exzenterringe 3 über die Stelleinrichtung 8 in der Darstellung gem. Fig. 1 nach rechts verschwenkt, wird die Drehachse 10 der Kurbelwelle 1 gegenüber der Bezugsebene B entsprechend angehoben, so daß sie gegenüber der Bezugsebene B den Abstand a2 einnimmt. Da jedoch dieses Anheben durch ein Drehen der Exzenterringe 3 um die Drehachse 11 erfolgt, wird die Drehachse 10 der Kurbelwelle entsprechend auf einer Kreisbahn 16 geführt, so daß in der verdrehten Stellung die Drehachse der Kurbelwelle 1 die Position 10.2 einnimmt.
Wird nun das mit der Kurbelwelle 1 verbundene Antriebsrad 14 als Stirnrad ausgebildet und das mit der Abtriebswelle 12 verbundene Abtriebsrad 15 als Hohlrad ausgebildet, dann wird das Drehmoment der Kurbelwelle unmittelbar und mit nur geringer Untersetzung auf die Abtriebswelle 12 übertragen. Auf- grund der verhältnismäßig großen Durchmesser der miteinander in Eingriff stehenden Zahnräder ergibt sich auch eine große Überdeckung der Verzahnung, so daß auch ein großes Drehmoment übertragen werden kann. Der Durchmesser des Kopfkreises der Verzahnung des Stirnrades 14 ist nur um ein solches Maß geringer als der Kopfkreis der Verzahnung des Hohlrades, das ein freies Abrollen gewährleistet ist.
Wird nun während des Betriebes die Position der Drehachse 10 der Kurbelwelle 1 entsprechend verstellt, dann kann bei unveränderter Drehung der beiden Zahnräder gleichzeitig das Antriebsrad 14 auf dem Abtriebsrad 15 abrollen, ohne daß sich hier die Überdeckung ändert. Wie die Zeichnung zeigt, ist die Uberdeckung im Eingriffspunkt 17.1 bei der Ausgangsstellung gleich mit der Überdeckung im Eingriffspunkt 17.2 in der veränderten Stellung. Weiterhin ist bedeutsam, daß sich bei diesem Verstellvorgang auch die Eingriffsverhältnisse der Ver- zahnung nicht ändern.
In Fig. 3 ist in einem Vertikalschnitt ein Ausführungsbeispiel für eine Kupplung der vorbeschriebenen Art dargestellt. Die Zeichnung zeigt einen Vertikalschnitt des Endbereichs ei- ner Kolbenbrennkraftmaschine. In dem Motorgehäuse 4.1 ist im Traglager 4 der Exzenterring 3 dargestellt. Im Exzenterring 3 ist in einem Kurbelwellenlager 2 die Kurbelwelle 1 gelagert, die mit einem Anschlußzapfen 18 aus dem Motorgehäuse 4.1 herausgeführt ist. Mit dem Anschlußzapfen 18 ist ein als Stirn- rad ausgebildetes Antriebsrad 14 fest verbunden.
Am Motorgehäuse 4.1 ist ferner ein Laufring 19 fest angeordnet, auf dem das als Hohlrad ausgebildete Abtriebsbrad 15 über mehreren im Umfang gleichmäßig verteilte Laufrollen 20 drehbar gelagert ist. Durch die Anordnung der Laufrollen 20 ist es möglich, auch auf einem durch die Konzeption eines Lagerringes 19 bedingten großen Lagerdurchmesser eine Lagerung des Abtriebsrades 15 vorzusehen, die hohe Drehzahlen erlaubt. Das als Hohlrad ausgebildete Abtriebsrad 15 steht, wie aus Fig. 2 ersichtlich, mit dem Stirnrad 14 im Eingriff. Das Hohlrad 15 ist mit einem Deckel 21 abgedeckt, der im Bereich der Drehachse mit Anschlußmitteln 22 für die hier nicht dargestellte Abtriebswelle 12 versehen ist. Wie die Schnittdarstellung erkennen läßt, ergibt sich hier ein sehr kurzbauendes und kompaktes Kupplungselement, das zum einen die Möglichkeit bietet, bei entsprechender Auslegung der Masse als Schwungrad zu dienen und zum anderen auch die Möglichkeit bietet, über eine Außenverzahnung 23 in üblicher Weise den Eingriff für das Anlasserritzel zu ermöglichen.
Die Anordnung des Deckels 21 der zugleich auch Übertragungse- lement für die Abtriebswelle ist, ergibt einen hermetischen Abschluß der Kupplung, so daß lediglich im Bereich des Lagerringes 19 eine entsprechende Dichtung 24 vorzusehen ist, die den Spalt 25 zwischen dem Hohlrad 15 und dem Lagerring 19 abdichtet.
In Fig. 4 ist bei ansonsten gleichem Aufbau eine Abwandlung der Lagerung des Hohlrades 15 dargestellt. Während bei der Ausführungsform gem. Fig. 3 die Laufrollen 20 am Hohlrad befestigt sind, ist bei der Ausführungsform gem. Fig. 4 ein mit dem Motorgehäuse 4.1 fest verbundener Lager- und Dichtring 19.1 vorgesehen, an dem die Laufrollen 20 starr befestigt sind. Das Hohlrad 15 ist mit einem Lagerbund 15.1 versehen, der sich auf den Laufrollen 20 abstützt. Die Abdichtung des Spaltes 25 zwischen dem feststehenden Dicht- und Lagerring 19.1 und dem drehenden Hohlrad 15 erfolgt bei diesem Ausführungsbeispiel über eine Labyrinthdichtung 24.1. Im übrigen entspricht der Aufbau dem anhand von Fig. 3 beschriebenen Ausführungsbeispiel. Bei beiden Ausführungsformen können die
Laufrollen 20 durch kleine Rillenkugellager gebildet werden.
In Fig. 5 ist eine abgewandelte Ausführungsform dargestellt, bei der am Motorgehäuse 4.1 ein Laufring 19.2 befestigt ist, mit dem der Außenring 26.1 eines Rillenkugellagers 26 fest verbunden ist. Der Innenring 26.2 des Rillenkugellagers ist über einen Bund 27 mit dem Hohlrad 15 fest verbunden, während das Stirnrad 14 wie vor, fest mit dem Zapfen 18 der Kurbelwelle 1 verbunden ist. Diese Konzeption ist hinsichtlich des Durchmessers für der Laufring 19.2 durch dynamische Grenzwerte, insbesondere der maximal zulässigen Drehzahl des verwen- deten Lagers begrenzt.
Die Abdichtung des Spaltes 25 erfolgt hier über eine Labyrinthdichtung 24.2, die jedoch bei dieser Ausführungsform auf der Außenseite des Tragringes 19.2 angeordnet ist und die über ein oder mehrere Durchtrittskanäle 28 zum Innenraum des Hohlrades 15 belüftet ist. Auch bei dieser Ausführungsform ist das Hohlrad 15 mit einem Deckel 21 abgeschlossen, der gleichzeitig den Anschluß für die Abtriebswelle 15 bildet.
Die Ausführung der Erfindung ist nicht auf die vorstehend beschriebene Zuordnung der beiden Zahnräder zueinander beschränkt. Die Anordnung kann auch in der Weise umgekehrt werden, daß die Kurbelwelle mit einem Hohlrad als Antriebsrad und die Abtriebeswelle mit einem Stirnrad als Abtriebsrad verbunden wird. Dies ist in Fig. 6 für ein Ausführungsbei- spiel dargestellt. Das nunmehr als Hohlrad ausgebildete Antriebsrad 14 ist fest mit dem Zapfen 18 der Kurbelwelle 1 verbunden. Die Abtriebswelle 12 ist entsprechend mit einem als Stirnrad ausgebildeten Abtriebsrad 15 verbunden.
Zur Lagerung des Abtriebsrades 15 ist mit dem Motorgehäuse 4.1 ein Lagergehäuse 29 fest verbunden, das die beiden Zahnräder 14 und 15 vollständig umschließt und das eine Durch- trittsöffnung 30 für den Anschluß der Abtriebswelle 12 auf- weist. Das als Stirnrad ausgebildete Abtriebsrad 15 weist einen Lagerbund 32 auf, während das Gehäuse 29 einen entsprechenden Lagerbund 33 im Bereich der Durchtrittsöffnung 30 besitzt, so daß das Abtriebsrad 15 über Wälzlager 31 am Gehäuse 29 gelagert ist. Der verbleibende Durchtrittsspalt der Durch- trittsöffnung 30 ist mit einer üblichen Dichtung 34 abgedichtet. In Fig. 1 ist ferner schematisch dargestellt, daß auch der Steuertrieb 36 über eine entsprechend gestaltete Kupplung 13.1 angetrieben werden kann. Mit dem Hohlrad analog Fig. 3 ist ein Ketten- oder Zahnriemenrad 37 verbunden, über das mittels einer Steuerkette oder eines Zahnriemens 38 beispielsweise eine Nockenwelle 39 oder ein Nebenaggregat angetrieben wird. Der Unterschied zu den vorstehenden Ausfüh- rungsformen besteht im wesentlichen in den kleineren Abmessungen, da für den Steuertrieb deutlich geringere Drehmomente zu übertragen sind und dementsprechend nur kleine Zahnrad- und Hohlraddurchmesser erforderlich sind, die eine unmittelbare Lagerung aller drehenden Teile auf Wälzlagern ermöglichen. Grundaufbau und Wirkungsweise der Kupplung 13.1 für den Steuerantrieb entsprechen jedoch denen für den Leistungsab- trieb anhand der Ausfuhrungsbeispiele beschriebenen Kupplungen

Claims

Ansprüche
1. Kolbenbrennkraftmaschine mit in Reihe in einem Motorgehäuse (4.2) angeordneten Zylindern, mit Kolben (6), die über Pleuel (5) mit einer Kurbelwelle (1) verbunden sind, deren Lager (2) in Exzenterringen (3) angeordnet sind, die ihrerseits in Traglagern (4) im Motorgehäuse (4.1) verdrehbar gelagert sind und die mit einem Stellantrieb (7, 8) in Verbindung stehen, wobei wenigstens eine Abtriebswelle (12) vorge- sehen ist, die koaxial zur Drehachse (11) der Exzenterringe
(3) und achsparallel mit Querabstand zur Kurbelwelle (1) ausgerichtet ist und die über eine, aus wenigstens zwei Zahnrädern (14, 15) gebildete Kupplung (13) mit der Kurbelwelle (1) verbunden ist, wobei das mit der Kurbelwelle (1) verbundene Zahnrad ein Antriebsrad bildet und das mit der Abtriebswelle (12) verbundene Zahnrad ein Abtriebsrad bildet.
2. Kolbenbrennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplung (13) gebildet wird durch ein Hohl- rad (15) das mit einer der Wellen verbunden ist und durch ein Stirnrad (14), das mit der anderen Welle verbunden ist und das mit dem Hohlrad (15) im Eingriff steht.
3. Kolbenbrennkraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2 , dadurch gekennzeichnet, daß das der Abtriebswelle (12) zugeordnete
Abtriebsrad (15) am Motorgehäuse (4.1) drehbar gelager ist und daß das Antriebsrad (14) drehfest mit der Kurbelwelle (1) verbunden ist.
4. Kolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Abtriebsrad (15) über mehrere Laufrollen (20) auf einem Lagerring (19) am Motorgehäuse (4.1) gelagert ist.
5. Kolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch .gekennzeichnet, daß das Abtriebsrad (15) über ein Wälzlager am Motorgehäuse (4.1) gelagert ist.
6. Kolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Hohlrad (15) das Stirnrad (14) gehäuseartig umfaßt.
7. Kolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Hohlrad (15) einen Teil eines Schwungrades bildet.
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