WO2001044628A1 - Rotationskolbenversteller - Google Patents

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WO2001044628A1
WO2001044628A1 PCT/EP2000/011990 EP0011990W WO0144628A1 WO 2001044628 A1 WO2001044628 A1 WO 2001044628A1 EP 0011990 W EP0011990 W EP 0011990W WO 0144628 A1 WO0144628 A1 WO 0144628A1
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WO
WIPO (PCT)
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compression spring
rotary piston
camshaft
piston adjuster
adjuster according
Prior art date
Application number
PCT/EP2000/011990
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English (en)
French (fr)
Inventor
Jens Schäfer
Martin Steigerwald
Dieter Neller
Original Assignee
Ina-Schaeffler Kg
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Ina-Schaeffler Kg filed Critical Ina-Schaeffler Kg
Priority to US10/168,366 priority Critical patent/US6769386B2/en
Priority to DE10083949T priority patent/DE10083949B4/de
Publication of WO2001044628A1 publication Critical patent/WO2001044628A1/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
    • F01L1/3442—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 hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • 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
    • F01L1/3442—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 hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/3445—Details relating to the hydraulic means for changing the angular relationship
    • F01L2001/34483—Phaser return springs

Definitions

  • the invention relates to a rotary piston adjuster for adjusting the angle of rotation of the camshaft of an internal combustion engine, in particular according to the preamble of claim 1.
  • the camshaft or the entire valve train of the internal combustion engine have a frictional torque which counteracts their drive torque and tries to adjust the rotary piston adjuster late. This supports its late adjustment and inhibits its early adjustment, which leads to different adjustment speeds in the direction of early and late. Furthermore, the locking and unlocking of the rotary piston adjuster is influenced by the camshaft friction torque. Due to the friction-related late adjustment, the adjusters of the exhaust camshaft, which lock in the early position, tend to jam when the locking element is locked out. The reason for this is that the camshaft friction torque and the oil pressure of the working chamber A intended for unlocking load the locking element away from the early stop in the direction of the late stop and thereby jam.
  • Unlocking in the late position is not critical, especially if the camshaft friction torque acting in the direction of the late position is on one of the Locking element separate late stop is supported and thereby relieves the locking element.
  • a known means of compensating for the unequal adjustment speed and of facilitating the unlocking in the early position are compression springs arranged in the advance adjustment chambers, the moment of which is opposed to the camshaft friction torque.
  • the generic DE 197 26 300 A1 describes a rotary piston adjuster for adjusting the angle of rotation of the camshaft of an internal combustion engine, which has an outer rotor connected to a drive wheel and an inner rotor connected to the camshaft, the outer rotor having at least one hydraulic chamber with radial partition walls and the inner rotor having at least one swivel wing possesses, which divides the hydraulic chamber into a working chamber A and B, and which is hydraulically pivotable between a late and an early stop position, a locking device suitable for releasably connecting the outer and inner rotors and at least one compression spring opposing the friction torque of the camshaft between two rotors are provided.
  • the invention is based on the object of creating a generic rotary piston adjuster which allows a free design of the compression spring within a wide range and low-wear operation with it. Summary of the invention
  • the attachment also offers space for a compression spring that is longer than a hydraulic chamber of the rotary piston adjuster.
  • a larger spring length enables a low spring constant, which causes a desired low increase in spring force over the swivel angle of the inner rotor. This is particularly important in the case of compression springs, the spring force of which is so great that they cause the rotary piston adjuster to bear firmly against the early stop, thereby obviating locking at the early stop.
  • the required stabilization of a long compression spring is made possible by the wear-resistant components of the attachment, in which the compression spring is supported and guided. A selective support of the same can additionally reduce the wear.
  • the attachment element has an intermediate plate with a side window and a cover, as well as a disk-shaped bushing, which together form a side end of the side of the outer rotor remote from the camshaft. Since the add-on element is also the side closure of the outer rotor, axial installation space is saved.
  • the attachment can also be arranged on the camshaft side, the drive wheel being designed as an intermediate plate with a locking device and stops and the side remote from the camshaft being closed with an additional cover.
  • the intermediate plate which is connected to the outer rotor, to have a coaxial bore, with an arc segment-shaped recess on the circumference thereof a radially standing end surface is arranged.
  • the length of the arc-segment-shaped recess can be selected in accordance with the desired length of the compression spring.
  • the disk-shaped bushing which is connected to the inner rotor, is sealingly guided in the coaxial bore of the intermediate plate and between the side window and the cover, and that a pin with at least one radially standing side surface is provided on the circumference of the disk-shaped bushing , which is arranged pivotably in the arcuate segment-shaped recess.
  • the compression spring is clamped in the arc segment-shaped recess between its radially standing end surface and the radially standing side surface of the pin and rests against the circumference of the arc segment shaped recess. In this way, the compression spring is supported over its entire length and acts on the outer rotor via the intermediate plate and on the inner rotor via the disk-shaped bushing with its spring torque.
  • an advantageous further development of the invention consists in that the cover has a groove-shaped bulge which laterally widens the arc segment-shaped recess and offers space for a compression spring with a round winding cross section. In this way, the compression spring is also guided laterally and thus achieves maximum dimensional stability.
  • the radial height of the recess and the pin is greater than the winding diameter of the compression spring, this can not only rest on the circumference of the recess, but can also be installed with the aid of spacer arches on a smaller diameter.
  • the spring torque can be adjusted in this way and by different preloading of the compression spring. It is also conceivable to arrange two or more compression springs one above the other whose turns are separated from one another by intermediate plates. It is also conceivable that further recesses in the intermediate plate and further pins are provided for further pressure springs connected in parallel. All these options allow the spring moment of the Varying the compression spring within wide limits and adapting it to the camshaft friction torque or a value above or below it.
  • the compression spring is pre-bent in an arc and thus already obtains the desired bending radius during manufacture, the additional stresses and additional radial forces on the spring supports that are possible when bending straight compression springs due to shape deviations are avoided.
  • the trough-shaped bulge of the cover is superfluous if another compression spring is provided, which has an oval winding cross section of the width of the intermediate plate.
  • An alternative embodiment of the invention is that a rotary piston adjuster is provided with an extended other hydraulic chamber, in which at least one further compression spring is arranged, which is supported at least selectively on another partition and on another swivel wing and on the inner circumference of another outer rotor.
  • at least one further compression spring is arranged, which is supported at least selectively on another partition and on another swivel wing and on the inner circumference of another outer rotor.
  • An adjuster unit with an external stop and compression spring in one of the hydraulic chambers is also conceivable.
  • a variant with an internal stop and external spring attachment in an attachment is also possible.
  • the compression spring can be a locking unit (e.g. locking body, Replace locking pin or locking wing).
  • the adjustment of the adjustment speeds for an adjuster with late locking can also be achieved with external and internal spring arrangements. If there is a problem with unlocking and locking in the case of an adjuster unit that locks in the late position, the compression spring can be installed so that it acts in the late direction. It supports the camshaft friction torque, ie the adjustment speeds differ even more than before. In this case too, a locking unit can be dispensed with if the spring is designed accordingly.
  • FIG. 1 shows the section A-A through a rotary wing adjuster according to the invention of Figure 2;
  • Figure 2 shows the section B-B through the rotary wing adjuster of Figure 1;
  • Figure 3 shows the section C-C through an attachment of the rotary wing adjuster of Figure 1;
  • Figure 3a shows the enlarged detail Y of the locking device of Figure 3;
  • Figure 3b shows a pre-bent compression spring
  • FIG. 4 shows a view of the side of the rotary vane adjuster from FIG. 1 remote from the camshaft;
  • Figure 5 shows the section B-B through a vane adjuster of Figure 6;
  • Figure 6 shows the section A-A through the vane adjuster of Figure 5 with a compression spring in an extended other hydraulic chamber.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section AA through a rotary vane adjuster 1 from FIG. 2, with an outer rotor 2 and an inner rotor 3.
  • the outer rotor 2 has on its side remote from the camshaft an attachment 4 with an intermediate plate 5, which has a side window 6 and a cover 7 and which together with a disk-shaped bushing 11 form the side end of the outer rotor 2 remote from the camshaft.
  • a drive wheel 9 forms the end of the camshaft side of the outer rotor 2.
  • the intermediate plate 5, the side window 6, the cover 7 and the drive wheel 9 are clamped together with the outer rotor 2 by screws 10.
  • the disk-shaped bushing 11 is screwed to the inner rotor 3 via a sealing ring carrier 13 by a central screw (not shown).
  • the sealing ring carrier 13 seals the rotary piston adjuster from the cover 7.
  • a sleeve 15 is arranged, which brings about a separate pressure oil supply through first lines 16 to the working chambers A and through second lines 17 to the working chambers B.
  • the cross section BB of FIG. 2 through the rotary vane adjuster 1 of FIG. 1 shows the outer rotor 2 with hydraulic chambers 18 which are delimited by partition walls 19 with radially standing side surfaces 20 and by swivel vanes 21 are sealed with parallel side surfaces 22 in working chambers A and B.
  • the swivel blades 21 are formed in one piece with the inner rotor 3.
  • FIG. 3 shows a cross section C-C through the attachment 4 of the rotary leaf adjuster 1 from FIG. 1, while the locking device 8 is shown enlarged in FIG. 3a.
  • the intermediate plate 5 has a coaxial bore 12, on the circumference of which an arc segment-shaped recess 23 with at least one radially standing end surface 24 is arranged.
  • a pin 25 with at least one radially standing side surface 26 is provided, which is pivotably arranged in the arc-segment-shaped recess 23.
  • a compression spring 27 is tensioned, which rests against the inner circumference of the recess 23 and exerts a torque in the direction of the early stop on the inner rotor 3 via the pin 25.
  • the compression spring 27 is pre-bent with the desired bending radius. This avoids the additional stresses and additional radial forces on the spring supports that are possible when bending straight compression springs due to shape deviations.
  • the other compression spring 27 ′ shown in FIG. 3b has an oval winding cross section (see FIG. 3c) which fits into the width of the recess 23 in the form of an arc segment.
  • the usually circular winding cross section projects at least on one side beyond the arc segment-shaped recess 23. This is taken into account by a trough-shaped bulge 28 which is fitted in the cover 7 and widens the arc-segment-shaped recess 23 (see FIGS. 1 and 4).
  • a second pin 29 with a first and a second radially standing other side surface 30, 31 is arranged on the circumference of the disk-shaped bushing 11, said second pin being in a second segment 32 of the intermediate plate 5 in the shape of an arcuate segment between the as Late stop 33 and radially standing as an early stop 34 End faces of the arc-shaped second recess 32 is pivotally arranged.
  • the intermediate plate 5 has a radial guide groove 35 for a parallel first and second guide surface 36, 37 of a locking body 38 loaded by a locking spring 43. This is inserted by the force of the locking spring 43 when the internal combustion engine runs out and when the second pin 29 abuts the late stop 33 into the arc-shaped recess 35 until the pressure contact between a pressure contact surface 39 of the locking body 38 and the second radially standing other side surface 31 of the second pin 29 ,
  • the sliding direction of the locking body 38 is oriented at an acute angle ⁇ towards the second radially standing other side surface 31 of the second pin 29.
  • the force acting in the circumferential direction on the second journal 29 compensates for the torsional backlash between the crankshaft-fixed and camshaft-fixed components due to assembly and wear.
  • the spring-remote end 40 of the blocking body 38 is in flow connection with the working chamber A via a radial flow groove 41 arranged in the disk-shaped bushing 11 and the spring-side end of the blocking body 38 is in flow connection with the working chamber B via a vent hole 42.
  • This arrangement is suitable for the jam-free locking of the locking body 38 of an intake camshaft adjuster. This is preferably blocked at the late stop, in the direction of which the intake camshaft is acted upon by its frictional torque when the engine is started and the locking body 38 is relieved.
  • a stepped locking body which is acted upon by the oil pressure of working chambers A and B, is generally required for locking without jamming. Since the radius of the spring-distal end 40 of the locking body 38 is larger than the outer radius of the disk-shaped bush 11, there is only a line contact reducing the friction between the two surfaces.
  • FIG. 5 shows a cross section B-B through a vane adjuster 44 from FIG. 6, with another outer rotor 2 ', the outer circumference of which has a toothing 45 and the sides of which are closed by a first and second end cover 46, 47.
  • a locking pin 48 is shown in the locked position.
  • Figure 6 shows a cross section A-A through the vane adjuster 44 of Figure 5, with the other outer rotor 2 ', the other partitions 19' and with the other inner rotor 3 ', which has other pivoting wings 21'.
  • the pivoting wings 21 ' are pivoted hydraulically between an internal late stop 33' and an internal early stop 34 'of the other partition walls 19'.
  • a further compression spring 27 ′′ is arranged in an extended other hydraulic chamber 18 ′. There it is supported on the other partition wall 19 ′ and the other swivel wing 21 ′ and lies against the inner peripheral surface of the other outer rotor 2 ′.
  • the rotary piston adjuster according to the invention is characterized in that the compression spring 27, 27 ', which is arranged either in an external attachment 4 or internally in another hydraulic chamber 18', compensates for the friction torque of the camshaft. This achieves a uniform adjustment speed of the camshaft in both adjustment directions. If this criterion resigns, a correspondingly designed and arranged compression spring 27, 27 ', 27 "can replace the locking unit by 11 brings the rotor 3 against the stop to be locked. Due to the wedge effect of the locking body 38, the external locking unit 8 allows a compensation of the torsional play between the crankshaft and the camshaft-fixed components in the locked position due to assembly and wear. This prevents rattling noises under the alternating torque of the outgoing and starting camshaft and, thanks to the wear-resistant design of the attachment 4, is permanently avoided.
  • the attachment 4 according to the invention with the locking device 8 and the late and early stop 33, 34 and the compression spring 27 is moreover suitable for attachment to any type of rotary piston adjuster and, moreover, also for those camshaft adjusters which operate on the principle of orbit slow-running -Hydromotor based.
  • Inner rotor 27 "further compression spring 'other inner rotor 28 trough-shaped bulge

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
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  • Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Rotationskolbenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors, der einen Außenrotor mit zumindest einer Hydraulikkammer und einen Innenrotor mit zumindest einem Schwenkflügel aufweist, der in der Hydraulikkammer zwischen einer Spät- und Frühanschlagposition hydraulisch schwenkbar ist, wobei eine zum lösbaren Verbinden von Außen- und Innenrotor geeignete Sperreinrichtung und zumindest eine dem Reibmoment der Nockenwelle entgegengerichtete Druckfeder zwischen beiden Rotoren vorgesehen sind. Eine freizügige Auslegung der Druckfeder und ein verschleißarmer Betrieb mit derselben, wird dadurch ermöglicht, dass die Druckfeder (27, 27') in einem mit dem Rotationskolbenversteller verbundenen Anbauteil (4) angeordnet ist, dessen Bauelemente verschleißfest ausgebildet sind und die Druckfeder (27, 27') auf ihrer gesamten Länge zumindest punktuell stützen.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Rotationskolbenversteller
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft einen Rotationskolbenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors, insbesondere nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Hintergrund der Erfindung
Die Nockenwelle bzw. der gesamte Ventiltrieb des Verbrennungsmotors besitzen ein Reibmoment, das deren Antriebsmoment entgegenwirkt und den Rota- tionskolbenversteller nach spät zu verstellen sucht. Dadurch werden dessen Spätverstellung unterstützt und dessen Frühverstellung gehemmt, was zu unterschiedlichen Verstellgeschwindigkeiten in Richtung Früh und Spät führt. Weiterhin wird die Ver- und EntSperrung des Rotationskolbenverstellers durch das Nockenwellenreibmoment beeinflusst. Durch die reibungsbedingte Spät- Verstellung neigen die in Frühposition verriegelnden Versteller der Auslaßnokkenwelle beim Aussperren des Sperrelements zu dessen Verklemmen. Ursache dafür ist, dass das Nockenwellenreibmoment und der zum Entsperren vorgesehene Öldruck der Arbeitskammer A das Sperrelement vor dem Entsperren vom Frühanschlag weg in Richtung Spätanschlag belasten und dadurch ver- klemmen.
Die Entsperrung in Spätposition ist unkritisch, insbesondere dann, wenn das in Richtung Spätposition wirkende Nockenwellenreibmoment auf einem vom Sperrelement getrennten Spätanschlag abgestützt wird und dadurch das Sperrelement entlastet.
Ein bekanntes Mittel, um die ungleiche Verstellgeschwindigkeit auszugleichen und das Entsperren in Frühposition zu erleichtern, sind in den Frühverstellkammern angeordnete Druckfedern, deren Moment dem Nockenwellenreibmoment entgegengerichtet ist.
In der gattungsbildenden DE 197 26 300 A1 ist ein Drehkolbenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors beschrieben, der einen mit einem Antriebsrad verbundenen Außenrotor und einen mit der Nockenwelle verbundenen Innenrotor aufweist, wobei der Außenrotor zumindest eine Hydraulikkammer mit radialen Trennwänden und der Innenrotor zumindest einen Schwenkflügel besitzt, der die Hydraulikkammer in eine Ar- beitskammer A und B dichtend unterteilt und der zwischen einer Spät- und einer Frühanschlagposition hydraulisch schwenkbar ist, wobei eine zum lösbaren Verbinden von Außen- und Innenrotor geeignete Sperreinrichtung und zumindest eine dem Reibmoment der Nockenwelle entgegengerichtete Druckfeder zwischen beiden Rotoren vorgesehen sind. Diese in den Frühverstellkammern mit Abstand zum Innenumfang des Außenrotors angeordneten Druckfedern stützen sich nur in Vertiefungen der radialen Trennwände und der Schwenkflügel ab. Dadurch werden bei dessen Schwenkbewegung eine Berührung zwischen dem harten Federstahl und dem Außenrotor sowie der damit verbundene Verschleiß vermieden. Nachteilig ist bei dieser Anordnung eine mögliche Instabilität der Druckfeder, die deren Auslegung bezüglich Federsteifheit bzw. Länge und damit deren mögliche Funktionen einschränkt.
Aufgabe der Erfindung
Der Erfindung liegt die Aufgabe zu Grunde, einen gattungsgemäßen Rotationskolbenversteller zu schaffen, der eine in weiten Grenzen freie Auslegung der Druckfeder und einen verschleißarmen Betrieb mit dieser gestattet. Zusammenfassung der Erfindung
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Das Anbauteil bietet auch einer Druckfeder Platz, die länger als eine Hydraulikkammer des Rotationskolbenverstellers ist. Eine größere Federlänge ermöglicht eine niedrige Federkonstante, die einen gewünschten niedrigen Anstieg der Federkraft über den Schwenkwinkel des Innenrotors bewirkt. Dies ist besonders wichtig bei Druckfedern, deren Federkraft so groß ist, dass sie eine feste Anlage des Rotationskolbenverstellers am Frühanschlag bewirken und damit eine Versperrung am Frühanschlag überflüssig machen. Die erforderliche Stabilisierung einer langen Druckfeder wird durch die verschleißfesten Bauelemente des Anbauteils ermöglicht, in denen die Druckfeder gestützt und geführt ist. Eine punktuelle Stützung derselben kann den Ver- schleiß zusätzlich mindern.
Es ist grundsätzlich möglich, anstelle einer Druckfeder eine Spiralfeder zu verwenden, die keiner Stützung bedarf. Diese besitzt jedoch auf Grund ihrer niedrigeren Formnutzzahl bei gleichem Federmoment ein größeres Bauvolumen.
Eine vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung besteht darin, dass das Anbau- element eine Zwischenplatte mit einer Seitenscheibe und einem Deckel sowie eine scheibenförmige Buchse aufweist, die zusammen einen Seitabschluss der nockenwellenfernen Seite des Außenrotors bilden. Da das Anbauelement zu- gleich Seitenabschluß des Außenrotors ist, wird axialer Bauraum gespart. Das Anbauteil kann aber auch auf der Nockenwellenseite angeordnet werden, wobei das Antriebsrad als Zwischenplatte mit Sperreinrichtung und Anschlägen ausgebildet und die nockenwellenferne Seite mit einem zusätzlichen Deckel geschlossen ist.
Für die Unterbringung der Druckfeder in den Anbauteil ist es vorteilhaft, dass die Zwischenplatte, die mit dem Außenrotor verbunden ist, eine koaxiale Bohrung aufweist, an deren Umfang eine bogensegmentförmige Ausnehmung mit einer radial stehenden Endfläche angeordnet ist. Die Länge der bogenseg- mentförmigen Ausnehmung kann entsprechend der gewünschten Länge der Druckfeder gewählt werden.
Von Vorteil ist auch, dass die scheibenförmige Buchse, die mit dem Innenrotor verbunden ist, in der koaxialen Bohrung der Zwischenplatte und zwischen der Seitenscheibe und dem Deckel dichtend geführt ist und dass am Umfang der scheibenförmigen Buchse ein Zapfen mit zumindest einer radial stehenden Seitenfläche vorgesehen ist, der in der bogensegmentförmigen Ausnehmung schwenkbar angeordnet ist. Weiterhin ist vorteilhaft, dass die Druckfeder in der bogensegmentförmigen Ausnehmung zwischen deren radial stehender Endfläche und der radial stehenden Seitenfläche des Zapfens eingespannt ist und am Umfang der bogensegmentförmigen Ausnehmung anliegt. Auf diese Weise ist die Druckfeder auf ihrer gesamten Länge gestützt und beaufschlagt über die Zwischenplatte den Außenrotor und über die scheibenförmige Buchse den Innenrotor mit ihrem Federmoment.
Eine vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung besteht darin, dass der Deckel eine die bogensegmentförmige Ausnehmung seitlich erweiternde, rinnenförmi- ge Ausbuchtung aufweist, die Platz für eine Druckfeder mit rundem Windungsquerschnitt bietet. Auf diese Weise ist die Druckfeder auch seitlich geführt und erreicht so ein Maximum an Formstabilität.
Wenn die radiale Höhe der Ausnehmung und des Zapfens größer als der Win- dungsdurchmesser der Druckfeder ist, kann diese nicht nur am Umfang der Ausnehmung anliegen, sondern auch unter Zuhilfenahme von Distanz-Bogen- stücken auf kleinerem Durchmesser eingebaut werden. Auf diese Weise und durch unterschiedliche Vorspannung der Druckfeder kann das Federmoment eingestellt werden. Auch ist denkbar, zwei oder mehrere Druckfedern überein- ander anzuordnen deren Windungen durch Zwischenbleche voneinander getrennt sind. Es ist auch vorstellbar, dass weitere Ausnehmungen der Zwischenplatte und weitere Zapfen für weitere, parallel geschaltete Druckfedern vorgesehen sind. All diese Möglichkeiten gestatten das Federmoment der Druckfeder in weiten Grenzen zu variieren und dem Nockenwellenreibmoment bzw. einem darüber oder darunter liegenden Wert anzupassen.
Wenn die Druckfeder bogenförmig vorgebogen ist und somit bereits bei der Herstellung den gewünschten Biegeradius erhält, werden die beim Biegen gerader Druckfedern möglichen, durch Formabweichungen bedingten zusätzlichen Spannungen und zusätzliche Radialkräfte auf die Federauflagen vermieden.
Die rinnenförmige Ausbuchtung des Deckels erübrigt sich, wenn eine andere Druckfeder vorgesehen ist, die einen ovalen Windungsquerschnitt von der Breite der Zwischenplatte aufweist. Bei dieser platzsparenden Lösung entfällt aber die Möglichkeit, den Windungsdurchmesser der Druckfeder zu variieren.
Eine alternative Ausbildung der Erfindung besteht darin, dass ein Rotationskolbenversteller mit einer verlängerten anderen Hydraulikkammer vorgesehen ist, in der zumindest eine weitere Druckfeder angeordnet ist, die sich auf einer anderen Trennwand und auf einem anderen Schwenkflügel sowie am Innenumfang eines anderen Außenrotors zumindest punktuell abstützt. Bei dieser Lösung wird selbst bei mehreren, nebeneinander angeordneten Druckfedern kein zusätzlicher axialer Raum benötigt. Jedoch müssen der Außenrotor und der Schwenkflügel verschleißfest ausgebildet sein. Der Innenumfang des Außenrotors kann außerhalb des Schwenkbereichs des Schwenkflügels so gestaltet sein, dass die Druckfeder ihn nur punktuell berührt. Dadurch wirken sich Formabweichungen derselben, die den Verschleiß fördern könnten, nicht mehr störend aus. Bei einer Versperrung mittels verschiebbarem Schwenkflügel darf dieser nicht von der Druckfeder belastet werden.
Es ist auch eine Verstellereinheit mit externem Anschlag und Druckfeder in einer der Hydraulikkammern denkbar. Auch eine Variante mit internem Anschlag und externer Federanbringung in einem Anbauteil ist möglich. Unabhängig von der Anordnung der Druckfeder, kann diese bei entsprechender Vorspannung und Wirkrichtung eine Verriegelungseinheit (z. B. Sperrkörper, Verriegelungsstift oder Verriegelungsflügel) ersetzen. Auch der Ausgleich der Verstellgeschwindigkeiten bei einem Versteller mit Spätverriegelung lässt sich bei externer und interner Federanordnung verwirklichen. Gibt es bei einer Verstellereinheit, die in Spätposition verriegelt Probleme mit dem Ent- und Verrie- geln, kann die Druckfeder so eingebaut werden, dass sie in Richtung Spät wirkt. Dabei unterstützt sie das Nockenwellenreibmoment, d. h. die Verstellgeschwindigkeiten differieren noch mehr als vorher. Auch in diesem Fall kann bei entsprechender Federauslegung auf eine Verriegelungseinheit verzichtet werden.
Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus den Patentansprüchen, der nachfolgenden Beschreibung und den Zeichnungen, in denen Ausführungsbeispiele der Erfindung schematisch dargestellt sind.
Kurze Beschreibung der Zeichnung
Die Erfindung wird anhand von Ausführungsbeispielen näher erläutert. Die dazugehörigen Zeichnungen zeigen:
Figur 1 den Schnitt A-A durch einen erfindungsgemäßen Drehflügelversteller von Figur 2;
Figur 2 den Schnitt B-B durch den Drehflügelversteller von Figur 1 ;
Figur 3 den Schnitt C-C durch ein Anbauteil des Drehflügelverstellers von Figur 1 ;
Figur 3a die vergrößerte Einzelheit Y der Sperreinrichtung von Figur 3;
Figur 3b eine vorgebogene Druckfeder;
Figur 3c die Ansicht X der vorgebogenen Druckfeder von Figur 3b; Figur 4 eine Ansicht der nockenwellenfernen Seite des Drehflügelverstellers von Figur 1 ;
Figur 5 den Schnitt B-B durch einen Flügelzellenversteller der Figur 6;
Figur 6 den Schnitt A-A durch den Flügelzellenversteller von Figur 5 mit einer Druckfeder in einer verlängerten anderen Hydraulikkammer.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnung
In Figur 1 ist ein Längsschnitt A-A durch einen Drehflügelversteller 1 von Figur 2 dargestellt, mit einem Außenrotor 2 und einem Innenrotor 3. Der Außenrotor 2 weist auf seiner nockenwellenfernen Seite ein Anbauteil 4 mit einer Zwischenplatte 5 auf, die mit einer Seitenscheibe 6 und einem Deckel 7 verbunden ist und die zusammen mit einer scheibenförmigen Buchse 11 den nockenwellenfernen Seitenabschluss des Außenrotors 2 bilden. Den Abschluss der Nok- kenwellenseite des Außenrotors 2 bildet ein Antriebsrad 9. Die Zwischenplatte 5, die Seitenscheibe 6, der Deckel 7 und das Antriebsrad 9 sind zusammen mit dem Außenrotor 2 durch Schrauben 10 verspannt. Die scheibenförmige Buchse 11 ist über einen Dichtringträger 13 durch eine nicht dargestellte Zentralschraube mit dem Innenrotor 3 verschraubt. Der Dichtringträger 13 dichtet den Rotationskolbenversteller gegenüber dem Deckel 7 ab.
In einer abgestuften, zentralen Bohrung 14 des Innenrotors 3 ist eine Hülse 15 angeordnet, die eine getrennte Druckölzufuhr durch erste Leitungen 16 zu den Arbeitskammern A und durch zweite Leitungen 17 zu den Arbeitskammern B bewirkt.
Der Querschnitt B-B der Figur 2 durch den Drehflügelversteller 1 der Figur 1 zeigt den Außenrotor 2 mit Hydraulikkammern 18, die durch Trennwände 19 mit radial stehenden Seitenflächen 20 begrenzt und durch Schwenkflügel 21 mit parallelen Seitenflächen 22 in Arbeitskammern A und B dichtend unterteilt sind. Die Schwenkflügel 21 sind einstückig mit dem Innenrotor 3 ausgebildet.
In Figur 3 ist ein Querschnitt C-C durch das Anbauteil 4 des Drehflügelverstel- lers 1 der Figur 1 dargestellt, während in Figur 3a die Sperreinrichtung 8 vergrößert dargestellt ist. Die Zwischenplatte 5 weist eine koaxiale Bohrung 12 auf, an deren Umfang eine bogensegmentförmige Ausnehmung 23 mit mindestens einer radial stehenden Endfläche 24 angeordnet ist. Am Außenumfang der scheibenförmigen Buchse 11 ist ein Zapfen 25 mit mindestens einer, radial stehenden Seitenfläche 26 vorgesehen, der in der bogensegmentförmigen Ausnehmung 23 schwenkbar angeordnet ist. Zwischen der radial stehenden Endfläche 24 der bogensegmentförmigen Ausnehmung 23 und der radial stehenden Seitenfläche 26 des Zapfens 25 ist eine Druckfeder 27 gespannt, die sich am Innenumfang der Ausnehmung 23 anlegt und über den Zapfen 25 auf den Innenrotor 3 ein Drehmoment in Richtung Frühanschlag ausübt. Die Druckfeder 27 ist mit dem gewünschten Biegeradius bogenförmig vorgebogen. Dadurch werden die beim Biegen gerader Druckfedern möglichen, durch Formabweichungen bedingten, zusätzlichen Spannungen und zusätzliche Radialkräfte auf die Federauflagen vermieden.
Die in Figur 3b dargestellte andere Druckfeder 27' hat einen oval gewickelten Windungsquerschπitt (siehe Figur 3c), der in die Breite der bogensegmentförmigen Ausnehmung 23 passt. Der üblicherweise kreisförmige Windungsquerschnitt ragt zumindest einseitig über die bogensegmentförmige Ausnehmung 23 hinaus. Dem trägt eine im Deckel 7 angebrachte, die bogensegmentförmige Ausnehmung 23 erweiternde, rinnenförmige Ausbuchtung 28 Rechnung (siehe Figur 1 und 4).
Aus Figur 3 und 3a geht hervor, dass am Umfang der scheibenförmigen Buch- se 11 ein zweiter Zapfen 29 mit einer ersten und einer zweiten radial stehenden anderen Seitenfläche 30, 31 angeordnet ist, der in einer bogensegmentförmigen zweiten Ausnehmung 32 der Zwischenplatte 5 zwischen den als Spätanschlag 33 und als Frühanschlag 34 ausgebildeten radial stehenden Endflächen der bogensegmentförmigen zweiten Ausnehmung 32 schwenkbar angeordnet ist.
Die Zwischenplatte 5 weist eine radiale Führungsnut 35 für eine parallele erste und zweite Führungsfläche 36, 37 eines durch eine Sperrfeder 43 belasteten Sperrkörpers 38 auf. Dieser wird durch die Kraft der Sperrfeder 43 beim Auslaufen des Verbrennungsmotors und beim Anliegen des zweiten Zapfens 29 am Spätanschlag 33 in die bogensegmentförmige Ausnehmung 35 bis zum Druckkontakt zwischen einer Druckkontaktfläche 39 des Sperrkörpers 38 und der zweiten radial stehenden anderen Seitenfläche 31 des zweiten Zapfens 29 eingeschoben. Die Schieberichtung des Sperrkörpers 38 ist im spitzen Winkel α auf die zweite radial stehende andere Seitenfläche 31 des zweiten Zapfens 29 hin ausgerichtet. Die in Umfangsrichtung auf den zweiten Zapfen 29 wirkende Kraft gleicht montage- und verschleißbedingtes Verdrehspiel zwischen kur- belwellenfesten und nockenwellenfesten Bauteilen aus.
Da der zwischen der Druckkontaktfläche 39 und der Schieberichtung des Sperrkörpers 38 eingeschlossene Winkel α an der Grenze zur Selbsthemmung liegt (quasi-selbsthemmend), wird ein Aussperren des Sperrkörpers 38 unter Drehmomenteinfluß bzw. ein unlösbares Verklemmen verhindert.
Das federferne Ende 40 des Sperrkörpers 38 steht über eine in der scheibenförmigen Buchse 11 angeordnete, radiale Strömungsnut 41 mit der Arbeitskammer A und das federseitige Ende des Sperrkörpers 38 über eine Entlüf- tungsbohrung 42 mit der Arbeitskammer B in Strömungsverbindung. Diese Anordnung eignet sich zur klemmfreien Aussperrung des Sperrkörpers 38 eines Einlaßnockenwellenverstellers. Dieser wird bevorzugt am Spätanschlag versperrt, in dessen Richtung die Einlaßnockenwelle beim Motorstart durch ihr Reibmoment beaufschlagt und der Sperrkörper 38 entlastet wird. Beim Auslaß- nockenwellenversteller ist im Allgemeinen zum klemmfreien Aussperren ein gestufter Sperrkörper erforderlich, der vom Öldruck der Arbeitskammern A und B beaufschlagt wird. Da der Radius des federfernen Endes 40 des Sperrkörpers 38 größer als der Außenradius der scheibenförmigen Buchse 11 ist, kommt es zwischen beiden Flächen nur zu einer die Reibung vermindernden Linienberührung.
Es ist denkbar, anstelle der beiden Zapfen 25, 29 nur den zweiten Zapfen 29 vorzusehen, der dann zusätzlich die AbStützung der Druckfeder 27 übernimmt. Dazu müsste der zweite Zapfen 29 mit seinen radial stehenden anderen Seitenflächen 30, 31 entsprechend radial verlängert werden.
In Figur 5 ist ein Querschnitt B-B durch einen Flügelzellenversteller 44 der Figur 6 dargestellt, mit einem anderen Außenrotor 2', dessen Außenumfang eine Verzahnung 45 trägt und dessen Seiten durch einen ersten und zweiten Abschlußdeckel 46, 47 geschlossen sind. In einem mit der nicht dargestellten Nockenwelle verbundenen anderen Innenrotor 3' ist ein Verriegelungspin 48 in eingeriegelter Position dargestellt.
Figur 6 zeigt einen Querschnitt A-A durch den Flügelzellenversteller 44 der Figur 5, mit dem anderen Außenrotor 2', den anderen Trennwänden 19' und mit dem anderen Innenrotor 3', der andere Schwenkflügel 21' aufweist. Die Schwenkflügel 21' werden zwischen einem internen Spätanschlag 33' und einem internen Frühanschlag 34'der anderen Trennwände 19' hydraulisch geschwenkt. In einer verlängerten anderen Hydraulikkammer 18' ist eine weitere Druckfeder 27" angeordnet. Dort stützt sie sich auf der anderen Trennwand 19' und dem anderen Schwenkflügel 21' ab und legt sich an der Innenumfangsflä- ehe des anderen Außenrotors 2' an.
Der erfindungsgemäße Rotationskolbenversteller zeichnet sich dadurch aus, dass die Druckfeder 27, 27', die entweder in einem externen Anbauteil 4 oder intern in einer anderen Hydraulikkammer 18' angeordnet ist, einen Ausgleich des Reibmoments der Nockenwelle bewirkt. Dadurch wird eine gleichmäßige Verstellgeschwindigkeit der Nockenwelle in beiden Verstellrichtungen erreicht. Tritt dieses Kriterium zurück, kann eine entsprechend ausgelegte und angeordnete Druckfeder 27, 27', 27" die Sperreinheit ersetzen, indem sie den In- 11 nenrotor 3 zur Anlage an den jeweils zu sperrenden Anschlag bringt. Die externe Sperreinheit 8 gestattet durch die Keilwirkung des Sperrkörpers 38 einen Ausgleich von montage- und verschleißbedingtem Verdrehspiel zwischen kurbelweilen- und nockenwellenfesten Bauteilen in Sperrposition. Dadurch werden Klappergeräusche unter dem Wechselmoment der aus- und anlaufenden Nokkenwelle sicher und, dank der verschleißfesten Ausführung des Anbauteils 4 nachhaltig vermieden.
Das erfindungsgemäße Anbauteil 4 mit der Sperreinrichtung 8 und dem Spät- und Frühanschlag 33, 34 und der Druckfeder 27 eignet sich im Übrigen zum Anbau an jegliche Art von Rotationskolbenverstellern und darüber hinaus auch für solche Nockenwellenversteller, die auf dem Prinzip des Orbit-Langsam- läufer-Hydromotors beruhen.
12
Bezugszeichenliste
Drehflügelversteller 26 radial stehende Seitenfläche
Außenrotor 27 Druckfeder ' anderer Außenrotor 27' andere Druckfeder
Innenrotor 27" weitere Druckfeder ' anderer Innenrotor 28 rinnenförmige Ausbuchtung
Anbauteil 29 zweiter Zapfen
Zwischenplatte 30 erste radial stehende, andere
Seitenscheibe Seitenfläche
Deckel 31 zweite radial stehende, ande¬
Sperreinrichtung re Seitenfläche
Antriebsrad 32 bogensegmentförmige zweite 0 Schraube Ausnehmung 1 scheibenförmige Buchse 33 Spätanschlag koaxiale Bohrung 33' interner Spätanschlag 3 Dichtringträger 34 Frühanschlag zentrale Bohrung 34' interner Frühanschlag 5 Hülse 35 radiale Führungsnut erste Leitung 36 erste Führungsfläche 7 zweite Leitung 37 zweite Führungsfläche
Hydraulikkammer 38 Sperrkörper ' andere Hydraulikkammer 39 Druckkontaktfläche
Trennwand 40 federfernes Ende ' andere Trennwand 41 radiale Strömungsnut radial stehende Seitenfläche 42 Entlüftungsbohrung 1 Schwenkflügel 43 Sperrfeder 1' anderer Schwenkflügel 44 Flügelzellenversteller parallele Seitenfläche 45 Verzahnung bogensegmentförmige Aus46 erster Abschiußdeckel nehmung 47 zweiter Abschlußdeckel radial stehende Endfläche 48 Verriegelungspin
Zapfen

Claims

Patentansprüche
1. Rotationskolbenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors, der einen mit einem Antriebsrad verbundenen Außenrotor und einen mit der Nockenwelle verbundenen Innenrotor aufweist, wobei der Außenrotor zumindest eine Hydraulikkammer mit radialen Trennwänden und der Innenrotor zumindest einen Schwenkflügel besitzt, der die Hydraulikkammer in eine Arbeitskammer A und B dichtend unterteilt und der zwischen einer Spät- und einer Frühanschlagposition hydraulisch schwenkbar ist, wobei eine zum lösbaren Verbinden von Außen- und Innenrotor geeignete Sperreinrichtung und zumindest eine dem Reibmoment der Nokkenwelle entgegengerichtete Druckfeder zwischen beiden Rotoren vorgesehen sind, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckfeder (27, 27') in einem mit dem Rotationskolbenversteller verbundenen Anbauteil (4) angeordnet ist, dessen Bauelemente verschleißfest ausgebildet sind und die Druckfeder (27, 27') auf ihrer gesamten Länge zumindest punktuell stützen.
2. Rotationskolbenversteller nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Anbauteil (4) eine Zwischenplatte (5) mit einer Seitenscheibe (6) und einem Deckel (7) sowie eine scheibenförmige Buchse (11) aufweist, die zusammen einen Seitenabschluß der nockenwellenfernen Seite des Außenrotors (2) bilden.
3. Rotationskolbenversteller nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Zwischenplatte (5), die mit dem Außenrotor (2) verbunden ist, eine koaxiale Bohrung (12) aufweist, an deren Umfang eine bogensegmentförmige Ausnehmung (23) mit einer radial stehenden Endfläche (24) angeordnet ist.
4. Rotationskolbenversteller nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die scheibenförmige Buchse (11), die mit dem Innenrotor (3) verbun- den ist, in der koaxialen Bohrung (12) der Zwischenplatte (5) und zwischen der Seitenscheibe (6) und dem Deckel (7) dichtend geführt ist.
5. Rotationskolbenversteller nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass am Umfang der scheibenförmigen Buchse (11 ) ein Zapfen (25) mit zumindest einer radial stehenden Seitenfläche (26) vorgesehen ist, der in der bogensegmentförmigen Ausnehmung (23) schwenkbar angeordnet ist.
6. Rotationskolbenversteller nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckfeder (27) in der bogensegmentförmigen Ausnehmung (23) zwischen deren radial stehenden Endflächen (24) und der radial stehenden Seitenfläche (26) des Zapfens (25) eingespannt ist und am Umfang der bogensegmentförmigen Ausnehmung (23) anliegt.
7. Rotationskolbenversteller nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Deckel (7) eine die bogensegmentförmige Ausnehmung (23) seitlich erweiternde, rinnenförmige Ausbuchtung (28) für die Druckfeder (27) aufweist.
8. Rotationskolbenversteller nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckfeder (27, 27') vorzugsweise bogenförmig vorgebogen ist.
9. Rotationskolbenversteller nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass eine andere Druckfeder (27') vorgesehen ist, die einen ovalen Windungsquerschnitt von der Breite der Zwischenplatte (5) aufweist.
10. Rotationskolbenversteller nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Rotationskolbenversteller mit einer verlängerten anderen Hydraulikkammer (18') vorgesehen ist, in der zumindest eine vorzugsweise vorgebogene weitere Druckfeder (27") angeordnet ist, die sich auf einer anderen Trennwand (19') und auf einem anderen Schwenkflügel (21') sowie am Innenumfang eines anderen Außenrotors (2') zumindest punktuell abstützt.
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