WO2004035997A1 - Nockenwellenversteller mit elektrischem antrieb - Google Patents

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WO2004035997A1
WO2004035997A1 PCT/EP2003/011286 EP0311286W WO2004035997A1 WO 2004035997 A1 WO2004035997 A1 WO 2004035997A1 EP 0311286 W EP0311286 W EP 0311286W WO 2004035997 A1 WO2004035997 A1 WO 2004035997A1
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adjusting
gear
shaft
adjusting device
motor
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Jens Schäfer
Martin Steigerwald
Jon Heywood
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Ina-Schaeffler Kg
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    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H2001/2881—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion comprising two axially spaced central gears, i.e. ring or sun gear, engaged by at least one common orbital gear wherein one of the central gears is forming the output

Definitions

  • the invention relates to an adjusting device for electrically adjusting the angular position of the camshaft relative to the crankshaft of an internal combustion engine, in particular according to the preamble of patent claim 1.
  • DE 41 10 195 A1 discloses an adjusting device for electrically adjusting the relative angle of rotation of two shafts, in particular a camshaft relative to a crankshaft of an internal combustion engine, with an adjusting gear designed as a three-shaft gear, which has a drive part fixed to the crankshaft, an output part fixed to the camshaft, and one with an adjusting motor shaft Electrical adjustment motor rotatably connected adjusting shaft, wherein the adjustment motor is designed as a brushless DC motor with a fixed stator and a permanent magnet rotor.
  • the adjustment gear is designed as an epicyclic gear, the self-locking of which is mentioned several times and is shown to be an advantage.
  • the invention is therefore based on the object of creating an adjusting device for electrically adjusting the angular position of a camshaft relative to the crankshaft of an internal combustion engine, which has a high adjustment accuracy and adjustment speed with a small space and energy requirement.
  • the main idea of the invention is that the adjustment is preferably designed as a double eccentric gear and the other adjustment gear is preferably designed as a double planetary gear.
  • Both adjustment gears are characterized by a high reduction ratio of preferably __ 250 and low friction.
  • the high gear ratio enables precise angle adjustment and allows the use of small, high-speed adjusting motors. These save installation space and construction costs.
  • the low friction has a positive effect on power consumption and stator heating in adjustment mode.
  • other high reduction gear ratios such as single eccentric and single planetary gearboxes, wave gearboxes, such as the harmonic drive gearbox, twinspin gearboxes as well as wobble and reduto servo gearboxes are also considered.
  • the adjustment motor can be designed with or without brushes.
  • the brushless version offers the advantage of low friction and lack of wear, which more than compensates for the additional effort for electronic commutation.
  • the housing-fixed stator enables simple, reliable and wear-free power supply to the stator windings.
  • the highly inductive permanent magnet rotor which contains rare earth metals, has a high torque and self-holding torque which, in conjunction with the high reduction ratio of the variable speed gear, quickly brings the camshaft into control position and fixes it despite its low friction and lack of self-locking.
  • the motor can also be designed as a disc rotor.
  • variable speed gear units and variable speed motors To minimize the friction of the variable speed gear units and variable speed motors, the fact that their bearings are preferably designed as roller bearings helps. But plain bearings can also be used if reasons of cost and space are dominant. This applies, for example, to the storage of the drive wheel.
  • An advantageous embodiment of the invention consists in that central clamping screws or a circular spline connection are provided for the rotationally fixed connection of the camshaft and adjustment gear, which have cylindrical screw heads or a cylindrical circular spline hub, which serve as a bearing surface for rolling bearings. This eliminates a separate space for the bearings, which saves overall length.
  • the circular wedge connection also has the advantage that no additional components such as feather keys or screws are required. This also saves installation space that can be used for other purposes.
  • a direct screw connection also offers the advantage of reduced installation space.
  • the adjustment gear is screwed directly onto the camshaft. This requires a camshaft journal with an external thread on the drive end of the camshaft and an internal thread on a camshaft-fixed component of the adjustment gear. In this way, the adjustment gear can be screwed directly onto the camshaft and tightened using a tool as with the circular spline connection. Exact positioning of the adjustment gear is not possible with the circular wedge as well as with the direct screw connection and is generally not necessary.
  • the solution with a separate adjusting motor requires at least two, but preferably three, bearings for the two separate shafts.
  • a rotatable coupling which can be released, is required between the two shafts, but this allows pre-completion of the adjusting motor and simple assembly of the same on the adjusting gear.
  • the assembly of the integrated adjustment motor and the centering of its stator on its permanent magnet rotor is made easier by the fact that an assembly tool is provided, the preferably three identical and equally spaced flags through three corresponding assembly slots in the outer adjusting motor housing and into the air gap between the permanent magnet rotor and the Stator can be inserted with little radial play and the mounting slots can be closed with a suitable cover.
  • Two-way, feather key or spline shaft couplings are preferred as rotational play-free, releasable couplings.
  • Profile shaft couplings such as polygonal, toothed and square or hexagonal shaft couplings are also conceivable.
  • the adjustment motor is installed by simply plugging in the free
  • the hollow shaft For the storage of the hollow shaft, it is advantageous that it has an external deep groove ball bearing in front of the permanent magnet rotor and the other hollow shaft has a further inner rotor bearing on a further cylindrical screw head of an extended central clamping screw in the area of the permanent magnet rotor.
  • the hollow shafts have at least one outflow bore and a sealing plug on the adjusting motor side, de-oiling and thus minimization of the rotational mass moment of inertia of the hollow shafts is ensured. At the same time, oil supply from the hollow shafts to the interior of the servomotor is prevented.
  • variable speed gear units have oil-lubricated rolling bearings and the variable speed motors have oil and grease lubricated rolling bearings.
  • the roller bearings of the variable motor also have to perform sealing functions for its interior.
  • Simple and effective lubrication of the variable speed gear unit and the oil-lubricated bearings of the variable speed motors is achieved in that the lubricating oil from the oil supply to the end bearing of the camshaft close to the gear unit passes through lubricating oil holes into the area of the variable speed gear unit close to the axis and from there by centrifugal force to the bearings and into the circumferential area and further into the area of the cylinder head, where it serves as spray oil or oil mist for lubricating the oil-lubricated roller bearings of the adjusting motors.
  • the grease-lubricated roller bearings of the adjustment motors are open both sides of the bearing and the oil-lubricated roller bearings of the adjusting motors have a seal on the adjusting motor side.
  • the seals on both sides serve to protect against loss of lubricant.
  • the seal on the servomotor side allows the lubricating oil to enter the bearing in the case of oil-lubricated rolling bearings and at the same time prevents oiling on the inside of the servomotor.
  • An alternative solution for the lubrication of the rolling bearings of the adjusting motors consists in that their rolling bearings are designed without seals, but at least on the adjusting gear side a sieve or filter is arranged to protect against metal particles and in this case the stator along with a PC board or Hall sensor system is encapsulated or has a cover made of heat and oil-resistant plastic. In this way, destruction of the insulating varnish of the stator winding of the adjustment motors and their PC board or Hall sensors is avoided. In this case, motor oil is permitted inside the variable motor, especially since the sieve or filter prevents the penetration of iron filings in the motor oil, which would adhere to the permanent magnet rotor. An advantage of this type of seal over radial shaft seals is their lack of frictional resistance and their small overall length.
  • the overall length of the adjustment motor is also reduced in that the grease-lubricated roller bearings of an adjustment motor are arranged on a preferably solid adjustment motor shaft directly next to the permanent magnet rotor and at least partially within the winding heads of the stator.
  • the solidly designed adjustment motor shaft has a relatively small diameter, which offers enough space to accommodate the roller bearings within the winding heads.
  • the centrifugal disc attached to the outside of the grease-lubricated roller bearing acts like a labyrinth seal as an additional seal against engine oil.
  • a lubricating oil-free interior of the Adjusting motor achieved, which makes a special lubricating oil protection of the stator unnecessary.
  • the permanent magnet rotor Due to the fact that the permanent magnet rotor has a length increased by its maximum expansion length difference compared to the stator, the active length of the stator remains constant even with different component temperatures. The same effect can be achieved with a correspondingly lengthened stator, but with an increased length.
  • the stator which is fixed to the housing, can also advantageously be cooled by air or coolant. As a result, its load can be increased and its construction volume can be reduced without reducing the service life.
  • the adjusting shaft of the double eccentric gear is designed as a double eccentric shaft with the same eccentrics offset by 180 °, which drive the same spur gears that mesh with the same internal toothing of a crankshaft-fixed ring gear, the drive torque of which can be transmitted to a camshaft-fixed end wall via driving pins ,
  • the same eccentrics, offset by 180 °, together with the same spur gears, achieve a perfect mass balance and thus vibration-free running of the double eccentric gear in the adjustment mode.
  • the crankshaft-fixed ring gear can also be made split, the tooth play being eliminated by mutually bracing the two parts.
  • driving pins are pressed into axially parallel pin bores in the end wall and engage positively in axially parallel spur gear bores in the spur gears.
  • Diameter of the spur gear bores corresponds at least to the diameter of the drive pins increased by twice the eccentricity of the eccentric and that the spur gear bores and the pin bores have the same pitch circle diameter. have knives and the same pitch.
  • the adjusting shaft of the double planetary gear is designed as a sun gear, which is mounted on a central tensioning screw in a sun gear bearing and is connected to a non-illustrated adjusting motor via a spline coupling in a rotationally fixed connection.
  • the sun gear meshes with first planet gears which, depending on the design, are rotatably connected to coaxial second planet gears of smaller or larger diameter. From the slightly different number of teeth on the planet gears and the ring gears, the desired reduction ratio of this adjustment gear follows.
  • Advantageous constructive designs of the double planetary gear consist in the fact that the first planet gears mesh with an internal toothing of a crankshaft-fixed ring gear and the second planet gears with an internal toothing smaller or larger diameter of a camshaft-fixed ring gear and that the planet gears are formed in one piece and are supported by planet bearings on axially parallel connecting pins. which are connected to a planet carrier, which is roller-mounted on a further cylindrical screw head via a planet carrier bearing.
  • An alternative design of the planet gears is characterized in that separately manufactured planet gears are rotatably connected by a spline shaft and separately manufactured other planet gears by a feather key connection and are directly roller-supported in the planet carrier and its end plate.
  • the input and output shafts of the adjusting gears can be connected by a prestressed spring, preferably a spiral spring, which counteracts the camshaft if the current or the adjusting motor fails
  • the Spiral spring has a failsafe function, since when the internal combustion engine is running down, even in the event of a power failure, it moves the camshaft into a position from which it is possible to restart and thus at least emergency operation.
  • the spiral spring also overcomes the frictional torque of the valve train and any inhibition in the adjustment gear. Instead of the spiral spring, other springs can also be used.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through the adjusting device according to the invention with an eccentric gear and an adjusting motor, the adjusting motor shaft of which is provided by a two-sided shaft coupling
  • Double eccentric shaft of a double eccentric gear is detachably connected, which is mounted on the cylindrical head of a central clamping screw by means of a needle sleeve;
  • Figure 2 shows a cross section X-X through the enlarged double-shaft coupling according to Figure 3;
  • FIG. 3 shows an enlarged longitudinal section through the double-shaft coupling according to FIG. 2;
  • Figure 4 shows the double eccentric gear according to Figure 1, but with a standard clamping screw and a bearing sleeve and a key shaft coupling between the double eccentric and adjusting motor shaft;
  • FIG. 5 shows the double eccentric gear according to Figure 1, but with a circular spline connection between the double eccentric gear and the camshaft;
  • FIG. 6a shows a cross section through a circular wedge connection inserted into one another with play;
  • FIG. 6b shows the circular wedge connection according to FIG. 6a in a slightly twisted, play-free state
  • FIG. 6c the circular wedge connection according to FIG. 6b in a positive and non-positive connection by further twisting
  • FIG. 7 shows a longitudinal section through the adjusting device according to the invention according to FIG. 1, but with a double eccentric and adjusting motor shaft designed as a hollow shaft, which has an external deep groove ball bearing in addition to the eccentric shaft bearing; 8 shows a cross section through an assembly tool for assembling the stator according to FIG. 7;
  • FIG. 9 shows a plan view of the assembly tool according to FIG. 8.
  • FIG. 10 shows a longitudinal section through the adjusting motor according to FIG. 7 in the assembled state, with an arrow in the assembly direction of the stator;
  • FIG. 11 shows a partial view of the electric motor housing according to FIG. 10 with mounting slots for the mounting tool
  • FIG. 12 shows a longitudinal section through a closure cover for the mounting slots according to FIG. 11;
  • FIG. 13 shows a longitudinal section through a variant of the adjusting device according to FIG. 7, in which the one-piece hollow shaft with the eccentric shaft bearing and with an inner rotor bearing on an extended ten clamping screw is stored;
  • FIG. 14 shows a longitudinal section through an adjustment gear designed as a double planetary gear, with one-piece planet gears mounted on planet bearings;
  • FIG. 15 shows a longitudinal section through the planet gears for the double planetary gear according to FIG. 14, but formed separately and non-rotatably connected to an externally mounted spline shaft;
  • FIG. 15a shows a cross section through a planet gear according to FIG. 15;
  • FIG. 16 shows a longitudinal section through separately designed planet gears, one of which has a stub shaft on which the other is fastened with a key connection;
  • FIG. 17 shows a longitudinal section through an adjusting motor similar to that of FIG.
  • stator has an extrusion coating made of plastic
  • FIG. 19 shows a longitudinal section through an adjusting motor as in FIG. 1, but with a solid adjusting motor shaft, which is mounted in two grease-lubricated and bilaterally sealed deep groove ball bearings arranged next to a permanent magnet rotor;
  • FIG. 20 shows a cross section XX through a spiral spring according to FIG. 21, which has a chain wheel designed as a drive shaft with a drive shaft trained end cover of a double eccentric gear connects;
  • FIG. 21 shows a partial longitudinal section Y-Y through the double eccentric gear according to FIG. 20 with its spiral spring.
  • FIG. 1 shows an exemplary embodiment of an adjusting device 1 designed according to the invention, with a step-up adjusting gear (reduction up to 1: 250), which is designed as a double eccentric gear 2, and with an adjusting motor 3, which is a brushless DC motor.
  • the double eccentric gear 2 and the adjusting motor 3 are separate units.
  • the adjustment gear is designed as a three-shaft gear, with an input shaft, an output shaft and an adjustment shaft.
  • the drive shaft is designed as a ring gear 4, on the circumference of which a sprocket 5 is arranged.
  • the chain wheel 5 is connected in a rotationally fixed manner to the crankshaft via a chain, both of which are not shown.
  • the internal toothing 6 meshes with two spur gears 7, 8 which are driven via spur gear bearings 9, 10 by eccentrics 11, 12 offset by 180 ° of an adjusting shaft which is designed as a double eccentric shaft 13.
  • the ring gear 4 is mounted on a sprocket bearing 51 designed as a slide bearing of an end wall 14, the end wall 14 being centered on a camshaft 15 or on a guide 16 of a central tensioning screw 17.
  • the guide 16 is centered in the camshaft 15.
  • Driving pins 21 are firmly connected to the end wall 14. she serve to transmit the torque of the spur gears 7, 8 via the end wall 14 to the camshaft 15.
  • the driving pins 21 protrude through bores 22, 23 of the spur gears 7, 8, the diameter of the bores 22, 23 being that of the driving pins 21 plus twice the eccentricity of the Eccentric 11, 12 corresponds.
  • the number of driving pins 21 depends on the amount of torque to be transmitted. In the present case, eight are provided.
  • an end cover 29 is provided, which forms the end of the adjustment gear and effects the axial fixing of the adjustment shaft 13 and the lubricating oil guide within the adjustment gear.
  • the end cover 29 is axially fixed by a snap ring 24 on its circumference or by snap rings 25 on the free end of each driving pin 21 (see FIG. 4).
  • the adjusting shaft which is designed as a hollow double eccentric shaft 13, is mounted on a cylindrical screw head 31 of the central clamping screw 17 in the area of the eccentrics 11, 12 via a double eccentric shaft bearing 30, which is designed as a needle sleeve.
  • the double eccentric shaft bearing 30 can alternatively also be formed with two needle sleeves lying next to one another or with roller bearings.
  • the double eccentric shaft 13 is connected to an adjusting motor shaft 32 of the adjusting motor 3 via a two-sided shaft coupling 33 (see also FIGS. 2 and 3) without rotational play but with longitudinal movement.
  • a permanent magnet rotor 34 is fastened on the adjusting motor shaft 32. This is surrounded by a stator 35 and windings with winding heads 36 and separated from the latter by an air gap 37.
  • the adjusting motor 3 has a housing which consists of an outer adjusting motor housing 38 and an inner adjusting motor housing 39. Both housings 38, 39 are connected to one another before the adjustment motor 3 is installed by a transport lock (not shown).
  • the housings 38, 39 are against each other and against a cylinder head 40 by O-rings 41, 42 seals.
  • the sealing between the fastening screws 43 and the cylinder head 40 takes place by means of a sealing compound applied to the screw thread. It is also conceivable to provide blind hole threaded holes in the cylinder head 40 instead of the through-threaded holes, as a result of which sealing of the fastening screws 43 would be unnecessary.
  • the through holes for the fastening screws 43 have an enlarged diameter.
  • the adjusting motor shaft 32 is supported in two deep groove ball bearings 44, 45.
  • the deep groove ball bearing 44 is located in the interior of the adjusting motor shaft 32 on a pin 46 of the outer adjusting motor housing 38. It is lubricated with grease and sealed on both sides.
  • the deep groove ball bearing 45 is arranged on the outer circumference of the adjusting motor shaft 32 and in the inner adjusting motor housing 39. It has a seal 47 on the adjusting motor side. As a result, the interior of the adjustment motor remains oil-free, while the deep groove ball bearing 45 is lubricated by spray oil. Since the hollow adjusting motor shaft 32 is closed at its coupling end, the interior thereof also remains oil-free.
  • the double eccentric gear 2 is lubricated by engine oil. This passes through lubricating oil holes 48, 49 in the final bearing 50 of the camshaft 15 near the gear and in the end wall 14 to the double eccentric shaft bearing 30. From there it flows under centrifugal force to the spur gear bearings 9, 10, the driving pins 21, the spur gears 7, 8 and to the internal toothing 6 of the ring gear 4 until it flows through the chain wheel bearing 51 and through drain openings 52 in the end cover 29 into the space of the cylinder head 40. There it serves as a spray oil or oil mist for lubricating the oil-lubricated roller bearings 45, 30a, 44 ', 45' of the adjusting motors 3, 3 m , 3 "".
  • FIG. 2 shows a cross section XX through an enlarged longitudinal section of the two-sided shaft coupling 33 from FIG. 1 shown in FIG. 3. It serves to transmit the torque of the adjusting motor shaft 32 to the double lexcenter shaft 13. Because of the changing drive torque according to direction and size, it is ensured that the double-shaft coupling 33 has practically no backlash. A relative movement of the square shaft coupling 33 is possible in the axial direction and is necessary because of the thermal expansion of the cam and adjusting shafts 15, 13.
  • Figure 4 shows a double eccentric gear 2 ', which differs from that of Figure 1 by a central standard clamping screw 18 with a standard screw head 31' and an additional bearing sleeve 53 for the double eccentric bearing 30, as well as by a feather key coupling 54 between a double eccentric shaft 13 'and that shown adjustment motor shaft differs.
  • the advantage of this variant is that two standard parts that are easy to manufacture are used instead of the relatively complex central tensioning screw 17 for bracing with the camshaft 15. The larger axial installation space required is disadvantageous.
  • Radial bores 55 are provided in the double eccentric shaft 13 'at the level of the standard screw head 31'. This prevents engine oil from collecting in the hollow double eccentric shaft 13 ′ and leading to an increase in the moment of inertia thereof.
  • an end cover 29 ' is axially fixed on the free ends of the driving pins 21' by snap rings 25.
  • FIG. 5 shows a double eccentric gear 2 ", which, unlike that in FIG. 1, is connected to a camshaft 15 'via a circular spline connection 56.
  • the principle of the circular spline connection 56 is explained with reference to FIGS. 6a, 6b, 6c.
  • This friction connection consists of a round inner part 57, the circumference of which has at least two circular wedges 58, and an outer part 59 with a bore, the inner surface of which has the same number of complementary circular wedges as the inner part 57. After the parts 57 , 59 are joined with play (see figure 6a), these are rotated against each other until there is no more play between them (see Figure 6b).
  • the circular wedge connection 56 is particularly suitable for an electrical adjustment device with aligned axes of the adjustment gear and the adjustment motor, since their axial installation space can be greatly reduced due to the missing screw head.
  • the circular spline connection brings less space advantages.
  • those with, for example, polygon or hyperbolic connections can also be used instead of the circular wedge connection.
  • a camshaft end 60 carries the outer contour of the circular spline connection 56 and a circular spline hub 61 fixedly connected to the end wall 14 carries the inner contour thereof.
  • the circular spline hub 61 also serves as a bearing surface for the double eccentric shaft bearing 30.
  • the double eccentric gear 2 "is pushed onto the camshaft end 60 and rotated through a certain angle. For this reason, profiles 62" are provided on the free end of the driving pins, on which a tool for Twisting is applicable. Alternatively, for example, bores into which a tool engages with pins or hook wrenches that engage the sprocket are also conceivable.
  • a double eccentric shaft 13 "with double eccentric shaft bearing 30, feather key coupling 54 and radial bores 55 shows the gain in length compared to the double eccentric shaft 13 'of FIG. 4.
  • the double eccentric gear 2 In order to additionally preload the circular wedge connection 56 axially, the double eccentric gear 2 "can be axially during assembly and before tightening Direction, for example by means of a press, are loaded and twisted in this state.
  • the circular wedge connection 56 with three circular wedges 58 offers the advantage of self-centering. Depending on the application and the torque to be transmitted, two, four and more circular wedges 58 are also conceivable.
  • the hub 61 can also be extended and / or increased in diameter.
  • FIG. 7 shows a longitudinal section through an adjusting device 1 ′ with the double eccentric gear 2 and an adjusting motor 3 ′, which represents a variation of the adjusting device 1 according to FIG. 1. It has a one-piece hollow shaft 64 formed from the double eccentric shaft 13 and the adjusting motor shaft 32 '. This eliminates the otherwise required coupling between the shafts 13, 32 '.
  • the hollow shaft 64 is supported at its end on the camshaft side by the double eccentric shaft bearing 30 on the cylindrical screw head 31 of the central clamping screw 17. Furthermore, the hollow shaft 64 is mounted in the cylinder head 40 via the deep groove ball bearing 45 sealed on one side. Here too, the seal 47 is attached to the adjusting motor side in order to ensure the lubrication of the deep groove ball bearing 45 by means of engine oil and to protect the adjusting motor 3 'against the penetration of oil.
  • the hollow shaft 64 is screwed to the camshaft 15 together with a permanent magnet rotor 34 ′, the deep groove ball bearing 45 and the double eccentric gear 2. The hollow shaft 64 makes it possible to reach the central clamping screw 17 with a screwing tool.
  • a sealing plug 65 In order to prevent the engine oil from reaching the adjusting motor 3 'through the hollow shaft 64, its end remote from the camshaft is closed with a sealing plug 65.
  • a screwed plug 65 is selected with an O-ring.
  • plastic plugs that only need to be pressed in are also suitable.
  • the engine oil collecting in the hollow shaft 64 is discharged through an outflow opening 26. Since the adjusting motor 3 'in the variant of FIG. 7 cannot be assembled as a unit, the outer adjusting motor housing 38 must be installed separately together with the stator 35.
  • An assembly tool 66 according to FIGS. 8 and 9 is helpful for this. This serves to center the stator 35 on the permanent magnet rotor 34 '. It consists of a base plate 70 on which three flags 67 are arranged at the same distance on the diameter of the air gap 37 (see FIG. 7) and with its thickness.
  • FIG. 10 shows the assembly tool 66 during the assembly of the adjustment motor 3 '.
  • the direction of assembly is indicated by arrow 28.
  • the flags 67 have been passed through mounting slots 69 of the outer adjusting motor housing 38 and along the stator 35.
  • the lugs 67 dip into the air gap 37, so that the outer servomotor housing 38 is aligned with the stator 35 on the permanent magnet rotor 34 'and slides into its end position in the cylinder head 40 in order to be screwed there.
  • the stator 35 can also be positioned and aligned differently than via the air gap 37.
  • the mounting slots 69 in the outer adjusting motor housing 38 see also FIG.
  • the closure cover 68 has a cover plate 71 with double-walled cover tabs 72. These snap into the assembly slot 69 and thus fix the closure cover 68.
  • FIGS. 7 and 13 The outer servomotor housing 38 is sealed off from the cylinder head 40 by an O-ring, the groove of which can be located in the outer servomotor housing 38 or in the cylinder head 40.
  • the threads of the fastening screws 43 ' are sealed as in FIG. 1 with sealing compound or through a blind hole.
  • the solution variant according to FIG. 7 can also be designed with an outer and inner servomotor housing 38, 39 according to FIG. 1. Then the deep groove ball bearing 45 is not in the cylinder head 40 but in the inner servomotor housing 39. It must be ensured that the outer diameter of the deep groove ball bearing 45 is larger than the outer diameter of the permanent magnet rotor 34 ', so that the inner servomotor housing 39 during assembly via the permanent magnet rotor 34' can be pushed.
  • FIG. 13 shows a longitudinal section through an adjusting device 1 ", with the double eccentric gear 2 and an adjusting motor 3", which represents a variant of the adjusting device 1 'from FIG. 7.
  • the double eccentric shaft 13 and an adjusting motor shaft 32 together form a one-piece hollow shaft 64 '.
  • this has an inner rotor bearing 30a, which is also designed as a needle sleeve and is mounted on a further cylindrical screw head 31" of an extended central clamping screw 19 is.
  • the adjustment motor 3 is sealed off from the double eccentric gear 2 by a radial shaft sealing ring 73 and a sealing plug 65 'which closes off the hollow shaft 64'.
  • the axial position of the permanent magnet rotor 34', 34 changes in relation to the stator 35.
  • the length of the permanent magnet rotor 34 ', 34 must exceed that of the stator 35 by the amount of the axial thermal expansion.
  • the laminated core of the stator 35 can be at least the axial displacement longer than the permanent magnet rotor 34 ', 34 ". However, this increases the total length of the adjusting motor 3', 3" by the amount of the maximum thermal expansion.
  • FIG. 14 shows another high reduction gear mechanism in the form of a double planetary gear 74.
  • a sun gear 75 serves as the adjusting shaft and can be driven by an adjusting motor shaft, not shown.
  • the sun gear 75 is mounted in a deep groove ball bearing 77, a planet carrier 76 in a planet carrier bearing 78 directly on a central clamping screw 20.
  • the sun gear 75 meshes with planet gears 79, 79 ', which have a different diameter and are formed in one piece and are mounted on connecting pins 80 via planet bearings 78a, 78a'.
  • the connecting pins 80 are fixed to the planet carrier 76 and slidably connected to an end plate 81.
  • the end plate 81 is detachably connected to the planet carrier 76 by screws 82. It is used to assemble the planet gears 79, 79 '.
  • the planet gear 79 meshes with the internal toothing 98 of a ring gear fixed to the crankshaft 83, the planet gear 79 ′ with the internal toothing 99 of a ring gear fixed to the camshaft 84, which is clamped to the camshaft 15 by the central tensioning screw 20. Due to the slightly different number of teeth of the planet gears 79, 79 'and the ring gears 83, 84, the desired large reduction is achieved.
  • the crankshaft-fixed ring gear 83 is mounted on the camshaft-fixed ring gear 84 in a slide bearing 63. However, it can also be mounted on roller bearings.
  • FIGS. 15, 15a and 16 show separately formed planet gears 79a, 79a 'and 79b, 79b' which are connected in a rotationally fixed manner by means of a spline shaft 85 or a feather key connection 86.
  • the spline shaft 85 with the planet gears 79a and 79a 'and the planet gears 79b and 79b' are roller-mounted in the planet carrier 76 and in the end plate 81.
  • brushless adjusting motors 3 '", 3""with a stator 35 and a permanent magnet rotor 34'" are shown in longitudinal section, which are similar to the adjusting motor 3 from FIG. However, they have tied, oil-lubricated and particularly low-friction deep groove ball bearings 44 ', 45'. Due to the lack of a seal, motor oil penetrates into the interior of the adjusting motors 3 '", 3"". There is a risk that the insulating varnish on the winding wire of the stator 35 will be attacked and a winding short-circuit will be triggered.
  • a filter or sieve can be arranged in front of the deep groove ball bearings 44 'and 45' in order to prevent metal chips from depositing on the permanent magnet rotor 34 '", which does not in itself have to be protected against penetrating oil there are no contact seals, there is no frictional torque due to the seal.
  • FIG. 19 shows an enlarged longitudinal section of a brushless adjusting motor 3, which is designed as a separate unit.
  • This has a massive adjusting motor shaft 89, which is firmly connected to a permanent magnet rotor 34 "" and is mounted on deep groove ball bearings 44 ", 45".
  • the relatively small diameter of the solid adjusting motor shaft 89 enables the deep groove ball bearings 44 ′′, 45 ′′ to be accommodated within the winding heads 36 of the stator 35. This results in a small overall length.
  • the deep groove ball bearing 45 is arranged in an adjusting motor housing 90, the deep groove ball bearing 44" in its housing cover 91. Both deep groove ball bearings 44 ", 45” are lubricated with grease and sealed with seals 47 on both sides.
  • FIG. 20 shows a view of a double eccentric gear 2 similar to that in FIG. 1, with a spiral spring 94 shown in a cross section XX.
  • FIG. 21 shows a partial longitudinal section through the double eccentric gear 2 and the spiral spring 94 with one of the retaining pins 95 for the spiral spring 94 and with part of the end cover 29 ′′ on which the spiral spring 94 is also anchored.
  • the prestressed spiral spring 94 guides the camshaft 15 Failure of the electrical rotation angle adjustment to return to a start or emergency running position in order to ensure a safe restart of the internal combustion engine, thus fulfilling a failsafe function.
  • the adjustment motor is operated in such a way that the camshaft overtakes the crankshaft when adjusting in the early direction and the camshaft overtakes the crankshaft when adjusting in the late direction, while in the control position all three shafts of the adjustment gear rotate at the camshaft speed.
  • the direction of rotation of the adjustment motor when adjusting depends on whether the adjustment gear is a positive or a minus gear.
  • Air gap outer servomotor housing inner servomotor housing;
  • Planet carrier bearings a, 78a 'planetary bearing; , ⁇ 79 'planet gear; a, 79a 'planet gear; b, 79b 'planet gear;

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Verstellvorrichtung zum elektrischen Verstellen der relativen Drehwinkellage zweier Wellen, insbesondere einer Nockenwelle (15) gegenüber einer Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors, mit einem als Dreiwellengetriebe ausgebildeten Verstellgetriebe, das ein kurbelwellenfestes Antriebsteil, ein nockenwellenfestes Abtriebsteil und eine mit einer Verstellmotorwelle (32) eines elektrischen Verstellmotors (3) drehfest verbundene Verstellwelle (13) aufweist, wobei der Verstellmotor (3) als bürstenloser Gleichstrommotor mit einem gehäusefesten Stator (35) und einem Dauermagnetrotor (34) ausgebildet ist. Eine hohe Verstellgenauigkeit und Verstellgeschwindigkeit bei geringem Platz- und Energiebedarf wird dadurch erreicht, dass als Verstellgetriebe Doppelexzentergetriebe (2) und ein Doppelplanetengetriebe vorgesehen sind, die eine Untersetzung von vorzugsweise bis 1 : 250 und eine geringe Reibung aufweisen und dass für den Verstellmotor (3) ein hochinduktiver Dauermagnetrotor (34) vorgesehen ist.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Nockenwellenversteller mit elektrischem Antrieb
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft eine Verstell Vorrichtung zum elektrischen Verstellen der Drehwinkellage der Nockenwelle zur Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors, insbesondere nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Hintergrund der Erfindung
Bei hydraulischen Nockenwellenverstellsystemen, bei denen die Verstellung durch den Druck von Motoröl erfolgt, hängt die Funktion des Nockenwellen- verstellers stark von der Temperatur des Motoröls ab. Bei niedrigen Temperaturen und somit dickflüssigem Öl ist keine Regelung bzw. Verstellung möglich, da das Öl nicht oder nur sehr langsam durch die Ölleitungen zum Versteller bzw. vom Versteller weg fließt. Es besteht zwar ein hoher Öldruck aber kein oder nur ein geringer Volumenstrom. Bei hohen Temperaturen tritt das Gegen- teil ein. Das Öl ist sehr dünnflüssig, wodurch viel Leckage verursacht wird. Dadurch baut sich kein hoher Druck auf und es kann eine nur langsame Verstellung erfolgen bzw. die Regelstellung nur schlecht gehalten werden. Außerdem hängt der Öldruck und damit die Funktion des Nockenwellenverstellers von der Drehzahl des Verbrennungsmotors ab. Demgegenüber funktionieren elektri- sehe Nockenwellenverstellsysteme unabhängig vom Öldruck. Dadurch treten die zuvor angesprochenen Probleme nicht auf, so dass der Funktionsbereich und die Funktionssicherheit des Verstellers erhöht werden.
In der DE 41 10 195 A1 ist eine Verstellvorrichtung zum elektrischen Verstellen der relativen Drehwinkellage zweier Wellen, insbesondere einer Nockenwelle gegenüber einer Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors, mit einem als Dreiwellengetriebe ausgebildeten Verstellgetriebe offenbart, das ein kurbelwellenfestes Antriebsteil, ein nockenwellenfestes Abtriebsteil und eine mit einer Verstellmotorwelle eines elektrischen Versteilmotors drehfest verbundene Verstellwelle aufweist, wobei der Versteilmotor als bürstenloser Gleichstrommotor mit einem gehäusefesten Stator und einem Dauermagnetrotor ausgebildet ist. Das Verstellgetriebe ist als Umlaufrädergetriebe ausgebildet, dessen Selbsthemmung mehrfach erwähnt und als Vorteil herausgestellt wird.
Aus einer solchen Selbsthemmung ergeben sich jedoch Nachteile bezüglich der Verstellgeschwindigkeit und der erforderlichen Verstellenergie. Außerdem führt der nicht ausgeglichene Exzenterantrieb zu Laufunruhe bei Betrieb des Versteilmotors.
Aufgabe der Erfindung
Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, eine Verstellvorrichtung zum elektrischen Verstellen der Drehwinkellage einer Nockenwelle gegenüber der Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors zu schaffen, die eine hohe Verstellgenauigkeit und Verstellgeschwindigkeit bei geringem Platz- und Energie- bedarf aufweist.
Zusammenfassung der Erfindung
Erfindungsgemäß wird die Aufgabe durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Der Kerngedanke der Erfindung besteht darin, dass das Verstellgetπebe vor- zugsweise als Doppelexzentergetriebe und das andere Verstellgetriebe vorzugsweise als Doppelplanetengetriebe ausgebildet ist. Beide Verstellgetriebe sind durch hohe Untersetzung von vorzugsweise __ 250 und geringe Reibung gekennzeichnet. Die hohe Untersetzung ermöglicht eine präzise Winkeleinstel- lung und gestattet die Verwendung kleiner schnelllaufender Versteilmotoren. Diese sparen Bauraum und Baukosten. Die niedrige Reibung wirkt sich im Verstellbetrieb positiv auf den Stromverbrauch und die Statoraufheizung aus. Neben dem Doppelexzenter- und Doppelplanetengetriebe kommen unter anderem auch noch andere hoch untersetzende Verstellgetriebe, beispielsweise Einfa- chexzenter- und Einfachplanetengetriebe, Wellgetriebe, wie zum Beispiel das Harmonic-Drive-Getriebe, Twinspingetriebe sowie Taumel- und Reduto- Servogetriebe in Betracht.
Der Versteilmotor kann mit oder ohne Bürsten ausgeführt werden. Die bürsten- lose Version bietet den Vorteil geringer Reibung und fehlenden Verschleißes, der den Zusatzaufwand für eine elektronische Kommutierung überkompensiert.
Der gehäusefeste Stator ermöglicht eine einfache, zuverlässige und verschleißfreie Stromzuführung zu den Statorwicklungen. Der hoch induktive, sel- ten Erdmetalle enthaltende Dauermagnetrotor besitzt ein hohes Dreh- und Selbsthaltemoment, der in Verbindung mit der hohen Untersetzung des Verstellgetriebes trotz dessen geringer Reibung und fehlender Selbsthemmung die Nockenwelle rasch in Regellage bringt und fixiert. Der Motor kann auch als Scheibenläufer ausgebildet sein.
Neben der üblichen fluchtenden Anordnung von Verstellmotor und Verstellgetriebe besteht auch die Möglichkeit einer radialen Zuordnung derselben mit beispielsweise einer Verbindung durch ein Kegelrad- oder Schneckengetriebe. Außerdem ist es denkbar, den Verstellmotor bei fehlendem axialen Bauraum parallel zum Verstellgetriebe anzuordnen. Eine Verbindung zwischen beiden kann durch einen Zahnriemen- oder Kettentrieb oder über Zahnräder oder eine Kardanwelle bewerkstelligt werden. Auf diese Weise ergibt sich eine große Flexibilität bezüglich Form und Volumen der Verstellvorrichtung.
Zur Minimierung der Reibung der Verstellgetriebe und VerStellmotoren trägt bei, dass deren Lager vorzugsweise als Wälzlager ausgebildet sind. Es können aber auch Gleitlager eingesetzt werden, wenn Kosten- und Bauraumgründe dominierend sind. Dies gilt zum Beispiel für die Lagerung des Antriebsrades.
Eine vorteilhafte Ausbildung der Erfindung besteht darin, dass zur drehfesten Verbindung von Nockenwelle und Verstellgetriebe zentrale Spannschrauben oder eine Kreiskeilverbindung vorgesehen sind, die zylindrische Schraubenköpfe bzw. eine zylindrische Kreiskeilnabe aufweisen, die als Lagerfläche für Wälzlager dienen. Dadurch entfällt ein gesonderter Platz für die Lager, was Baulänge spart. Die Kreiskeilverbindung bietet darüber hinaus den Vorteil, dass keine zusätzlichen Bauteile wie Passfedern oder Schrauben erforderlich sind. Auch dadurch wird Bauraum eingespart, der für andere Zwecke genutzt werden kann.
Den Vorteil verringerten Bauraums bietet auch eine direkte Schraubverbin- düng. Bei ihr wird das Verstellgetriebe unmittelbar auf die Nockenwelle geschraubt. Hierzu sind an dem antriebsseitigen Ende der Nockenwelle ein Nockenwellenzapfen mit einem Außengewinde und an einem nockenwellenfesten Bauteil des Verstellgetriebes ein Innengewinde erforderlich. Auf diese Weise kann das Verstellgetriebe direkt auf die Nockenwelle aufgeschraubt und mittels eines Werkzeugs wie bei der Kreiskeilverbindung angezogen werden. Sowohl bei der Kreiskeil- als auch bei der direkten Schraubverbindung ist eine exakte Positionierung des Verstellgetriebes nicht möglich und im Regelfall auch nicht erforderlich.
Eine vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung ist darin zu sehen, dass zur drehfesten Verbindung der Verstellwellen und der Verstellmotorwellen eine einteili- ge Ausbildung der beiden Wellen in Gestalt einer einzigen Hohlwelle (integrierter Verstellmotor) und zwischen beiden Wellen eine drehspielfreie, lösbare Kupplung zur Verbindung der getrennten Wellen (separater Verstellmotor) vorgesehen ist. Die Lösung mit integriertem Verstellmotor ist einfacher in der Fer- tigung, da sie mit nur zwei statt drei Lagern für beide Wellen auskommt. Außerdem kann die sonst erforderliche Kupplung entfallen. Der integrierte Verstellmotor kann jedoch nicht vorkomplettiert werden. Er muss mit Hilfe eines Montagewerkzeugs am Verstellgetriebe selbst komplettiert werden.
Demgegenüber werden bei der Lösung mit separatem Verstellmotor mindestens zwei, vorzugsweise jedoch drei Lager für die beiden getrennten Wellen benötigt. Außerdem ist eine drehspielfreie, lösbare Kupplung zwischen beiden Wellen erforderlich, die jedoch eine Vorkomplettierung des Verstellmotors und eine einfache Montage desselben am Verstellgetriebe erlaubt.
Die Montage des integrierten Verstellmotors und die Zentrierung von dessen Stator auf dessen Dauermagnetrotor wird dadurch erleichtert, dass ein Montagewerkzeug vorgesehen ist, dessen vorzugsweise drei gleiche und in gleichem Abstand angeordnete Fahnen durch drei entsprechende Montageschlitze im äußeren Verstellmotorgehäuse hindurch in den Luftspalt zwischen dem Dauermagnetrotor und dem Stator mit geringem Radialspiel einführbar und die Montageschlitze durch einen passenden Verschlussdeckel verschließbar sind.
Als drehspielfreie, lösbare Kupplungen kommen bevorzugt Zweikant-, Passfe- der- oder Keilwellenkupplungen in Frage. Profilwellenkupplungen wie Polygon-, Zahn- und Vier- oder Sechskant-Wellenkupplungen sind auch denkbar.
Die Montage des Verstellmotors erfolgt durch bloßes Einstecken des am freien
Ende der Verstellmotorwelle befindlichen Kupplungsteils in das komplementäre Kupplungsteil der Verstellwelle. Da beide Kupplungsteile praktisch spielfrei zusammenpassen und selbstzentrierend sind, bedarf es keinerlei Zusatzmaß- nahmen bei der Montage und Demontage. Die axiale Beweglichkeit der Wellenverbindungen ermöglicht eine ungehinderte Wärmedehnung von Nocken- Versteil- und Verstellmotorwellen.
Für die Lagerung der Hohlwelle ist es von Vorteil, dass diese ein außenliegendes Rillenkugellager vor dem Dauermagnetrotor und die andere Hohlwelle ein weiteres inneres Rotorlager auf einem weiteren zylindrischen Schraubenkopf einer verlängerten zentralen Spannschraube im Bereich des Dauermagnetrotors aufweist.
Wenn die Hohlwellen zumindest eine Abströmbohrung und einen verstellmo- torseitigen Verschlussstopfen aufweisen, ist für eine Entölung und damit für eine Minimierung des rotatorischen Massenträgheitsmoments der Hohlwellen gesorgt. Zugleich wird eine Ölzufuhr von den Hohlwellen zum Inneren des Ver- Stellmotors verhindert.
Entsprechend ihrer unterschiedlichen Funktion ist es von Vorteil, dass die Verstellgetriebe ölgeschmierte Wälzlager und die VerStellmotoren öl- und fettge- schmierte Wälzlager aufweisen. Die Wälzlager des Verstellmotors müssen zum Teil auch Dichtfunktionen für dessen Innenraum übernehmen.
Eine einfache und wirkungsvolle Schmierung der Verstellgetriebe und der öl- geschmierten Lager der Verstell motoren wird dadurch erreicht, dass das Schmieröl von der Ölversorgung des getriebenahen Endlagers der Nockenwel- le durch Schmierölbohrungen hindurch in den achsnahen Bereich des Verstellgetriebes und von dort durch Fliehkraft zu den Lagern und in den Umfangsbe- reich sowie weiter in den Raum des Zylinderkopfs gelangt, wo es als Spritzöl oder Ölnebel zur Schmierung der ölgeschmierten Wälzlager der Verstellmoto- ren dient.
Es ist von Vorteil, dass die fettgeschmierten Wälzlager der Verstell motoren auf beiden Lagerseiten und die ölgeschmierten Wälzlager der Versteilmotoren auf der Verstellmotorseite eine Dichtung aufweisen. Bei fettgeschmierten Wälzlagern dienen die beidseitigen Dichtungen dem Schutz vor Verlust des Schmiermittels. Die Dichtung auf der Verstellmotorseite gestattet bei ölgeschmierten Wälzlagern den Zutritt des Schmieröls zum Lager und verhindert zugleich die Verölung des Verstellmotorinneren.
Eine alternative Lösung der Schmierung der Wälzlager der VerStellmotoren besteht darin, dass deren Wälzlager ohne Dichtungen ausgebildet sind, jedoch zumindest auf der Verstellgetriebeseite ein Sieb oder Filter zum Schutz vor Metallteilchen angeordnet ist und dass in diesem Fall der Stator nebst PC- Board oder Hallsensorik eine Umspritzung oder eine Abdeckfolie aus hitze- und ölbeständigem Kunststoff aufweist. Auf diese Weise wird eine motorölbe- dingte Zerstörung des Isolierlacks der Statorwicklung der Verstell motoren und deren PC-Board oder Hallsensorik vermieden. In diesem Fall ist Motoröl im Inneren des Verstellmotors zulässig, zumal das Sieb oder Filter das Eindringen von im Motoröl vorhandenen Eisenspänen verhindert, die sich auf dem Dauermagnetrotor festsetzen würden. Ein Vorteil dieser Art Dichtung gegenüber Radi- alwellendichtungen ist ihr fehlender Reibwiderstand und ihre geringe Baulänge.
Die Baulänge des Verstellmotors wird auch dadurch verringert, dass die fettgeschmierten Wälzlager eines Verstellmotors auf einer vorzugsweise massiv ausgebildeten Verstellmotorwelle unmittelbar neben dem Dauermagnetrotor und zumindest teilweise innerhalb der Wickelköpfe des Stators angeordnet sind. Die massiv ausgebildete Verstell motorwelle besitzt einen relativ geringen Durchmesser, der genügend Platz zur Unterbringung der Wälzlager innerhalb der Wickelköpfe bietet.
Die auf der getriebeseitigen Außenseite des fettgeschmierten Wälzlagers angebrachte Schleuderscheibe wirkt in Art einer Labyrinthdichtung als zusätzliche Abdichtung gegen Motoröl. Dadurch wird in Verbindung mit dem beidseitig abgedichteten, fettgeschmierten Wälzlager ein schmierölfreier Innenraum des Verstellmotors erzielt, wodurch sich ein besonderer Schmierölschutz des Stators erübrigt.
Dadurch, dass der Dauermagnetrotor gegenüber dem Stator eine um deren maximale Dehnlängendifferenz vergrößerte Länge aufweist, bleibt die aktive Länge des Stators auch bei unterschiedlichem Bauteiltemperaturen konstant. Den gleichen Effekt erzielt man mit einem entsprechend verlängerten Stator, allerdings unter Inkaufnahme vergrößerter Baulänge.
Der gehäusefeste Stator ist auch in vorteilhafter Weise durch Luft oder Kühl- flüssigkeit kühlbar. Dadurch kann seine Belastung erhöht und damit sein Bauvolumen verkleinert werden, ohne die Lebensdauer zu verringern.
Es hat sich als vorteilhaft gezeigt, dass die Verstellwelle der Doppelexzentergetriebe als Doppelexzenterwelle mit um 180° versetzten, gleichen Exzentern ausgebildet ist, die gleiche Stirnräder antreiben, die mit einer gleichen Innenverzahnung eines kurbelwellenfesten Hohlrads kämmen, dessen Antriebsmoment über Mitnahmestifte auf eine nockenwellenfeste Abschlusswand übertragbar ist. Die um 180° versetzten, gleichen Exzenter bewirken zusammen mit den gleichen Stirnrädern einen vollkommenen Massenausgleich und dadurch einen erschütterungsfreien Lauf des Doppelexzentergetriebes im Verstellbetrieb. Das kurbelwellenfeste Hohlrad kann auch geteilt ausgeführt werden, wobei durch gegenseitiges Verspannen der beiden Teile das Zahnspiel beseitigbar ist.
Von Vorteil ist auch, dass die Mitnahmestifte in achsparallele Stiftbohrungen der Abschlusswand eingepresst sind und in achsparallele Stirnradbohrungen der Stirnräder formschlüssig eingreifen.
Für die Montage des Doppelexzentergetriebes ist es von Vorteil, dass der
Durchmesser der Stirnradbohrungen zumindest dem Durchmesser der Mitnah- mestifte vermehrt um die doppelte Exzentrizität der Exzenter entspricht und dass die Stirnradbohrungen und die Stiftbohrungen gleichen Teilkreisdurch- messer und gleiche Teilung aufweisen.
Eine vorteilhafte Weiterentwicklung der Erfindung besteht darin, dass die Verstellwelle des Doppelplanetengetriebes als Sonnenrad ausgebildet ist, welches auf einer zentralen Spannschraube in einem Sonnenradlager gelagert ist und mit einem nicht dargestellten Verstellmotor über eine Keilwellenkupplung in drehfester Verbindung steht. Außerdem kämmt das Sonnenrad mit ersten Planetenrädern, die je nach Auslegung mit koaxialen zweiten Planetenrädern kleineren oder größeren Durchmessers drehfest verbunden sind. Aus der gering- fügig unterschiedlichen Zähnezahl der Planetenräder und der Hohlräder folgt die angestrebte große Untersetzung dieses Verstellgetriebes.
Vorteilhafte konstruktive Ausbildungen des Doppelplanetengetriebes bestehen darin, dass die ersten Planetenräder mit einer Innenverzahnung eines kurbel- wellenfesten Hohlrads und die zweiten Planetenräder mit einer Innenverzahnung kleineren oder größeren Durchmessers eines nockenwellenfesten Hohlrads kämmen und dass die Planetenräder einteilig ausgebildet und über Planetenlager auf achsparallelen Verbindungsstiften gelagert sind, die mit einem Planetenträger in Verbindung stehen, der über ein Planetenträgerlager auf einem weiteren zylindrischen Schraubenkopf wälzgelagert ist.
Eine alternative Gestaltung der Planetenräder ist dadurch gekennzeichnet, dass getrennt hergestellte Planetenräder durch eine Keilwelle und getrennt hergestellte andere Planetenräder durch eine Passfederverbindung drehfest verbunden und direkt in dem Planetenträger und dessen Abschlussplatte wälzgelagert sind.
Von Vorteil ist, dass die An- und Abtriebswellen der Verstellgetriebe durch eine vorgespannte Feder, vorzugsweise eine Spiralfeder verbindbar sind, die die Nockenwelle bei Ausfall des Stromes oder des Verstellmotors gegen das
Reibmoment der Nockenwelle in eine Start- oder Notlaufposition verstellt. Die Spiralfeder besitzt eine Failsafe-Funktion, da sie bei auslaufendem Verbrennungsmotor auch im Falle eines Stromausfalls die Nockenwelle in eine Position verstellt, aus der ein Wiederstart und damit zumindest ein Notbetrieb möglich ist. Die Spiralfeder überwindet dabei auch das Reibmoment des Ventiltriebs und eine eventuelle Hemmung im Verstellgetriebe. Anstelle der Spiralfeder können auch andere Federn verwendet werden.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung und den Zeichnungen, in denen mehrere Ausführungsbeispiele der Erfindung schematisch dargestellt sind. Es zeigen:
Figur 1 einen Längsschnitt durch die erfindungsgemäße Verstellvorrichtung mit einem Exzentergetriebe und einem Verstellmotor, dessen Verstellmotorwelle durch eine Zweikantwellenkupplung mit einer
Doppelexzenterwelle eines Doppelexzentergetriebes lösbar verbunden ist, die auf dem zylindrischen Kopf einer zentralen Spannschraube mittels einer Nadelhülse gelagert ist;
Figur 2 einen Querschnitt X-X durch die vergrößerte Zweikantwellenkupplung gemäß Figur 3;
Figur 3 einen vergrößerten Längsschnitt durch die Zweikantwellenkupplung gemäß Figur 2;
Figur 4 das Doppelexzentergetriebe gemäß Figur 1 , jedoch mit einer Standardspannschraube und einer Lagerhülse sowie einer Passfederwel- lenkupplung zwischen Doppelexzenter- und Verstellmotorwelle;
Figur 5 das Doppelexzentergetriebe gemäß Figur 1 , jedoch mit einer Kreiskeilverbindung zwischen dem Doppelexzentergetriebe und der Nockenwelle; Figur 6a einen Querschnitt durch eine mit Spiel ineinandergesteckte Kreiskeilverbindung;
Figur 6b die Kreiskeilverbindung gemäß Figur 6a in leicht verdrehtem, spielfreien Zustand;
Figur 6c die Kreiskeilverbindung gemäß Figur 6b in form- und kraftschlüssiger Verbindung durch weiteres Verdrehen;
Figur 7 ein Längsschnitt durch die erfindungsgemäße Verstellvorrichtung gemäß Figur 1 , jedoch mit als Hohlwelle einteilig ausgebildeter Doppelexzenter- und Verstellmotorwelle, die neben dem Exzenterwellenlager ein äußeres Rillenkugellager aufweist; Figur 8 einen Querschnitt durch ein Montagewerkzeug zur Montage des Stators gemäß Figur 7;
Figur 9 eine Draufsicht auf das Montagewerkzeug gemäß Figur 8;
Figur 10 einen Längsschnitt durch den Verstellmotor gemäß Figur 7 im Montagezustand, mit einem Pfeil in Montagerichtung des Stators;
Figur 11 eine Teilansicht des Elektromotorgehäuses gemäß Figur 10 mit Montageschlitzen für das Montagewerkzeug;
Figur 12 einen Längsschnitt durch einen Verschlussdeckel für die Montageschlitze gemäß Figur 11 ;
Figur 13 einen Längsschnitt durch eine Variante der Verstellvorrichtung gemäß Figur 7, bei der die einteilige Hohlwelle mit dem Exzenterwellenlager und mit einem inneren Rotorlager auf einer verlänger- ten Spannschraube gelagert ist;
Figur 14 einen Längsschnitt durch ein als Doppelplanetengetriebe ausgebildetes Verstellgetriebe, mit einteiligen, auf Planetenlagern gela- gerten Planetenrädern;
Figur 15 einen Längsschnitt durch die Planetenräder für das Doppelplanetengetriebe nach Figur 14, jedoch getrennt ausgebildet und mit einer außen gelagerten Keilwelle drehfest verbunden;
Figur 15a einen Querschnitt durch ein Planetenrad gemäß Figur 15;
Figur 16 einen Längsschnitt durch getrennt ausgebildete Planetenräder, deren eines einen Wellenstumpf aufweist, auf dem das andere mit Passfederverbindung befestigt ist;
Figur 17 einen Längsschnitt durch einen Verstellmotor ähnlich dem nach
Figur 1 , dessen Stator jedoch eine Umspritzung aus Kunststoff aufweist;
Figur 18 einen Längsschnitt durch den Verstellmotor ähnlich dem nach
Figur 1 , jedoch mit einem durch eine Abdeckfolie abgedeckten
Stator;
Figur 19 einen Längsschnitt durch einen Verstellmotor wie in Figur 1 , jedoch mit einer massiven Verstellmotorwelle, die in zwei neben einem Dauermagnetrotor angeordneten, fettgeschmierten und beid- seitig abgedichteten Rillenkugellagern gelagert ist;
Figur 20 ein Querschnitt X-X durch eine Spiralfeder gemäß Figur 21 , die ein als Antriebswelle ausgebildetes Kettenrad mit einem als Ab- triebswelle ausgebildeten Abschlussdeckel eines Doppelexzentergetriebes verbindet;
Figur 21 ein Teillängsschitt Y-Y durch das Doppelexzentergetriebe gemäß Figur 20 mit dessen Spiralfeder.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
Figur 1 zeigt ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäß ausgebildeten Verstellvorrichtung 1 , mit einem hochuntersetzenden Verstellgetriebe (Untersetzung bis 1 : 250), das als Doppelexzentergetriebe 2 ausgebildet ist, und mit einem Verstellmotor 3, der ein bürstenloser Gleichstrommotor ist. Bei dem Doppelexzentergetriebe 2 und dem Verstellmotor 3 handelt es sich um getrennte Einheiten.
Das Verstellgetriebe ist als Dreiwellengetriebe ausgebildet, mit einer Antriebswelle, einer Abtriebswelle und einer Verstellwelle. Die Antriebswelle ist als Hohlrad 4 ausgebildet, auf dessen Umfang ein Kettenrad 5 angeordnet ist. Auf seinem Innenumfang befindet sich eine Innenverzahnung 6. Das Kettenrad 5 ist über eine Kette mit der Kurbelwelle drehfest verbunden, die beide nicht dargestellt sind. Die Innenverzahnung 6 kämmt mit zwei Stirnrädern 7, 8, die über Stirnradlager 9, 10 von um 180° versetzten Exzentern 11 , 12 einer Verstellwelle angetrieben werden, die als Doppelexzenterwelle 13 ausgebildet ist. Das Hohlrad 4 ist auf einem als Gleitlager ausgebildeten Kettenradlager 51 einer Abschlusswand 14 gelagert, wobei die Abschlusswand 14 auf einer Nockenwelle 15 oder auf einer Führung 16 einer zentralen Spannschraube 17 zentriert ist. Die Führung 16 ist in der Nockenwelle 15 zentriert.
Mit der zentralen Spannschraube 17 wird die Abschlusswand 14 drehfest ge- gen die Nockenwelle 15 gespannt und hat damit die Funktion einer Abtriebswelle. Mit der Abschlusswand 14 sind Mitnahmestifte 21 fest verbunden. Sie dienen der Übertragung des Drehmoments der Stirnräder 7, 8 über die Abschlusswand 14 auf die Nockenwelle 15. Die Mitnahmestifte 21 durchragen Bohrungen 22, 23 der Stirnräder 7, 8, wobei der Durchmesser der Bohrungen 22, 23 dem der Mitnahmestifte 21 plus der doppelten Exzentrizität der Exzenter 11 , 12 entspricht. Die Zahl der Mitnahmestifte 21 hängt von der Höhe des zu übertragenden Drehmoments ab. Im vorliegenden Fall sind acht vorgesehen.
Am freien Ende der Mitnahmestifte 21 ist ein Abschlussdeckel 29 vorgesehen, der den Abschluss des Verstellgetriebes bildet und die axiale Festlegung der Verstellwelle 13 sowie die Schmierölführung innerhalb des Verstellgetriebes bewirkt. Der Abschlussdeckel 29 wird durch einen Sprengring 24 an seinem Umfang oder durch Sprengringe 25 an dem freien Ende eines jeden Mitnahmestifts 21 (siehe Figur 4) axial fixiert.
Die als hohle Doppelexzenterwelle 13 ausgebildete Verstellwelle ist im Bereich der Exzenter 11 , 12 über ein Doppelexzenterwellenlager 30, das als Nadelhülse ausgebildet ist, auf einem zylindrischen Schraubenkopf 31 der zentralen Spannschraube 17 gelagert. Das Doppelexzenterwellenlager 30 kann alternativ auch mit zwei nebeneinander liegenden Nadelhülsen oder mit Rollenlagern ausgebildet sein. Die Doppelexzenterwelle 13 ist mit einer Verstellmotorwelle 32 des Verstellmotors 3 über eine Zweikantwellenkupplung 33 (siehe auch Figur 2 und 3) drehspielfrei aber längsbeweglich verbunden. Auf der Verstellmotorwelle 32 ist ein Dauermagnetrotor 34 befestigt. Dieser ist von einem Stator 35 und Wicklungen mit Wicklungsköpfen 36 umgeben und durch einen Luftspalt 37 von diesem getrennt.
Der Verstellmotor 3 besitzt ein Gehäuse, das aus einem äußeren Verstellmotorgehäuse 38 und einem inneren Verstellmotorgehäuse 39 besteht. Beide Gehäuse 38, 39 sind vor Einbau des Verstellmotors 3 durch eine nicht darge- stellte Transportsicherung miteinander verbunden. Die Gehäuse 38, 39 sind gegeneinander und gegen einen Zylinderkopf 40 durch O-Ringe 41 , 42 abge- dichtet. Die Abdichtung zwischen Befestigungsschrauben 43 und dem Zylinderkopf 40 erfolgt mittels einer auf die Schraubgewinde aufgetragenen Dichtmasse. Es ist auch denkbar, anstelle der Durchgangsgewindebohrungen Sacklochgewindebohrungen im Zylinderkopf 40 vorzusehen, wodurch sich ein Ab- dichten der Befestigungsschrauben 43 erübrigen würde. Um Fluchtungsfehler zwischen den Achsen von Verstellmotor 3 und Nockenwelle 15 bei der Montage ausgleichen zu können, weisen die Durchgangsbohrungen für die Befestigungsschrauben 43 einen vergrößerten Durchmesser auf.
Die Verstellmotorwelle 32 ist in zwei Rillenkugellagern 44, 45 gelagert. Das Rillenkugellager 44 befindet sich im Inneren der Verstellmotorwelle 32 auf einem Zapfen 46 des äußeren Verstellmotorgehäuses 38. Es ist fettgeschmiert und beidseitig abgedichtet. Das Rillenkugellager 45 ist am Außenumfang der Verstellmotorwelle 32 und im inneren Verstellmotorgehäuse 39 angeordnet. Es weist auf der Verstellmotorseite eine Dichtung 47 auf. Dadurch bleibt das Innere des Verstellmotors ölfrei, während das Rillenkugellager 45 durch Spritzöl geschmiert wird. Da die hohle Verstellmotorwelle 32 an ihrem Kupplungsende geschlossen ist, bleibt auch deren Innenraum ölfrei.
Das Doppelexzentergetriebe 2 wird durch Motoröl geschmiert. Dieses gelangt durch Schmierölbohrungen 48, 49 im getriebenahen Endlager 50 der Nockenwelle 15 und in der Abschlusswand 14 zum Doppelexzenterwellenlager 30. Von dort aus fließt es unter Fliehkrafteinwirkung zu den Stirnradlagern 9, 10, den Mitnahmestiften 21 , den Stirnrädern 7, 8 und zu der Innenverzahnung 6 des Hohlrades 4, bis es durch das Kettenradlager 51 und durch Abflussöffnungen 52 im Abschlussdeckel 29 in den Raum des Zylinderkopfes 40 abfließt. Dort dient es als Spritzöl oder Ölnebel zur Schmierung der ölgeschmierten Wälzlager 45, 30a, 44', 45' der VerStellmotoren 3, 3m, 3"". Figur 2 zeigt einen Querschnitt X-X durch einen in Figur 3 dargestellten, ver- größerten Längsschnitt der Zweikantwellenkupplung 33 von Figur 1. Sie dient der Übertragung des Drehmoments der Verstellmotorwelle 32 auf die Doppe- lexzenterwelle 13. Wegen der nach Richtung und Größe wechselnden Antriebsmomente ist sichergestellt, dass die Zweikantwellenkupplung 33 praktisch kein Verdrehspiel aufweist. In axialer Richtung ist eine Relativbewegung der Zweikantwellenkupplung 33 möglich und wegen der Wärmedehnung von No- cken- und Verstellwelle 15, 13 erforderlich.
Figur 4 zeigt ein Doppelexzentergetriebe 2', das sich von dem der Figur 1 durch eine zentrale Standardspannschraube 18 mit Standard-Schraubenkopf 31' und einer zusätzlichen Lagerhülse 53 für das Doppelexzenterlager 30 so- wie durch eine Passfederwellenkupplung 54 zwischen einer Doppelexzenterwelle 13' und der nicht dargestellten Verstell motorwelle unterscheidet. Der Vorteil dieser Variante liegt darin, dass zwei einfach herzustellende Standardteile anstelle der relativ aufwendigen zentralen Spannschraube 17 zur Verspannung mit der Nockenwelle 15 verwendet werden. Nachteilig ist der erforderliche grö- ßere axiale Bauraum.
In der Doppelexzenterwelle 13' sind in Höhe des Standardschraubenkopfs 31' Radialbohrungen 55 vorgesehen. Durch diese wird verhindert, dass sich in der hohlen Doppelexzenterwelle 13' Motoröl sammelt und zu einer Erhöhung des Massenträgheitsmoments derselben führt. Ein Abschlussdeckel 29' wird anders als in Figur 1 durch Sprengringe 25 auf den freien Enden der Mitnahmestifte 21' axial festgelegt.
Figur 5 zeigt ein Doppelexzentergetriebe 2", das anders als das in Figur 1 über eine Kreiskeilverbindung 56 mit einer Nockenwelle 15' verbunden ist. Das Prinzip der Kreiskeilverbindung 56 wird anhand der Figuren 6a, 6b, 6c erläutert. Es handelt sich um eine form- und kraftschlüssige Welle-Nabe-Verbindung. Diese Verbindung besteht aus einem runden Innenteil 57, dessen Umfang mindestens zwei Kreiskeile 58 aufweist, und einem Außenteil 59 mit einer Bohrung, deren Innenfläche die gleiche Anzahl komplementärer Kreiskeile wie das Innenteil 57 besitzt. Nachdem die Teile 57, 59 mit Spiel gefügt sind (siehe Figur 6a), werden diese solange gegeneinander verdreht, bis kein Spiel mehr zwischen ihnen besteht (siehe Figur 6b). Durch weiteres Verdrehen werden die Kreiskeilflächen aufeinander gepresst, so dass eine form- und kraftschlüssige Verbindung entsteht (siehe Figur 6c). Dabei ist die Verbindung in Schließrich- tung kraft- und formschlüssig, in Öffnungsrichtung nur kraftschlüssig. Dadurch ist eine spielfreie Momenten- und Kraftübertragung in Dreh- und Axialrichtung erreicht, ohne zusätzliche Bauteile und deren Bauraum zu benötigen. Aus diesem Grund eignet sich die Kreiskeilverbindung 56 besonders für eine elektrische Verstellvorrichtung mit fluchtenden Achsen von Verstellgetriebe und Ver- Stellmotor, da deren axialer Bauraum aufgrund des fehlenden Schraubenkopfes stark reduziert werden kann. Bei elektrischen Nockenwellenverstellvorrich- tungen mit seitlich angeordnetem Verstellmotor bringt die Kreiskeilverbindung geringere Bauraumvorteile. Selbstverständlich können statt der Kreiskeilverbindung auch solche mit zum Beispiel Polygon- oder Hyperbelverbindungen ver- wendet werden.
In Figur 5 trägt ein Nockenwellenende 60 die Außenkontur der Kreiskeilverbindung 56 und eine mit der Abschlusswand 14 fest verbundene Kreiskeilnabe 61 die Innenkontur derselben. Die Kreiskeilnabe 61 dient auch als Lagerfläche für das Doppelexzenterwellenlager 30. Das Doppelexzentergetriebe 2" wird auf das Nockenwellenende 60 geschoben und um einen bestimmten Winkel verdreht. Aus diesem Grunde sind an dem freien Ende der Mitnahmestifte 21" Profile 62 vorgesehen, an denen ein Werkzeug zum Verdrehen ansetzbar ist. Alternativ sind zum Beispiel auch Bohrungen, in die ein Werkzeug mit Zapfen eingreift oder Hakenschlüssel, die an dem Kettenrad angreifen, denkbar. Eine Doppelexzenterwelle 13" mit Doppelexzenterwellenlager 30, Passfederwellen- kupplung 54 und Radialbohrungen 55 zeigt den Baulängengewinn gegenüber der Doppelexzenterwelle 13' von Figur 4.
Um die Kreiskeilverbindung 56 zusätzlich axial vorzuspannen, kann das Doppelexzentergetriebe 2" während der Montage und vor dem Anziehen in axialer Richtung, zum Beispiels mittels einer Presse, belastet und in diesem Zustand verdreht werden. Die Kreiskeilverbindung 56 mit drei Kreiskeilen 58 bietet den Vorteil der Selbstzentrierung. Es sind aber auch je nach Anwendungsfall und zu übertragendem Drehmoment zwei, vier und mehr Kreiskeile 58 denkbar. Um das übertragbare Moment zu erhöhen, kann die Nabe 61 auch verlängert und/oder im Durchmesser vergrößert werden.
Figur 7 zeigt einen Längsschnitt durch eine Verstellvorrichtung 1' mit dem Doppelexzentergetriebe 2 und einem Verstellmotor 3', die eine Variation der Verstellvor- richtung 1 gemäß Figur 1 darstellt. Sie weist eine aus der Doppelexzenterwelle 13 und der Verstellmotorwelle 32' gebildete, einteilige Hohlwelle 64 auf. Dadurch entfällt die sonst erforderliche Kupplung zwischen den Wellen 13, 32'.
Die Hohlwelle 64 ist an ihrem nockenwellenseitigen Ende durch das Doppelex- zenterwellenlager 30 auf dem zylindrischen Schraubenkopf 31 der zentralen Spannschraube 17 gelagert. Desweiteren ist die Hohlwelle 64 über das einseitig gedichtete Rillenkugellager 45 im Zylinderkopf 40 gelagert. Auch hier ist die Dichtung 47 auf der Verstellmotorseite angebracht, um die Schmierung des Rillenkugellagers 45 mittels Motoröls sicherzustellen und den Verstellmotor 3' gegen das Eindringen von Öl zu schützen. Die Hohlwelle 64 wird zusammen mit einem Dauermagnetrotor 34', dem Rillenkugellager 45 und dem Doppelexzentergetriebe 2 an die Nockenwelle 15 angeschraubt. Die Hohlwelle 64 ermöglicht es, die zentrale Spannschraube 17 mit einem Schraubwerkzeug zu erreichen.
Um zu verhindern, das Motoröl durch die Hohlwelle 64 hindurch in den Verstellmotor 3' gelangt, wird deren nockenwellenfernes Ende mit einem Verschlussstopfen 65 verschlossen. In Figur 7 ist ein geschraubter Verschlussstopfen 65 mit einem O-Ring gewählt. Alternativ kommen auch Kunststoffstopfen in Frage, die nur eingedrückt werden müssen. Das sich in der Hohlwelle 64 sammelnde Motoröl wird durch eine Abströmöffnung 26 abgeführt. Da der Verstellmotor 3' in der Variante der Figur 7 nicht als Einheit montierbar ist, muss das äußere Verstellmotorgehäuse 38 zusammen mit dem Stator 35 separat montiert werden. Dazu ist ein Montagewerkzeug 66 gemäß Figur 8 und 9 hilfreich. Dieses dient zur Zentrierung des Stators 35 auf dem Dauermagnet- rotor 34'. Es besteht aus einer Bodenplatte 70, auf der drei Fahnen 67 in gleichem Abstand auf dem Durchmesser des Luftspaltes 37 (siehe Figur 7) sowie mit dessen Dicke fest angeordnet sind.
Figur 10 zeigt das Montagewerkzeug 66 während der Montage des Verstellmo- tors 3'. Die Montagerichtung ist durch den Pfeil 28 angedeutet. Die Fahnen 67 sind durch Montageschlitze 69 des äußeren Verstellmotorgehäuses 38 hindurch und entlang dem Stator 35 geführt worden. Die Fahnen 67 tauchen in den Luftspalt 37 ein, so dass das äußere Verstellmotorgehäuse 38 mit dem Stator 35 auf dem Dauermagnetrotor 34' ausgerichtet ist und in seine Endstel- lung im Zylinderkopf 40 gleitet, um dort verschraubt zu werden. Grundsätzlich kann das Positionieren und Ausrichten des Stators 35 auch anders als über den Luftspalt 37 erfolgen. Die Montageschlitze 69 im äußeren Verstellmotorge- häuse 38 (siehe auch Figur 11 ) werden nach dessen Montage und nach entfernen des Montagewerkzeugs 66 mit einem Verschlussdeckel 68 (siehe Figur 12) verschlossen, um das Eindringen von Schmutz und Wasser in das äußere Verstellmotorgehäuse 38 zu verhindern. Der Verschlussdeckel 68 besitzt ähnlich dem Montagewerkzeug 66 eine Deckelplatte 71 mit doppelwandigen Deckelfahnen 72. Diese rasten in den Montageschlitz 69 federnd ein und fixieren so den Verschlussdeckel 68. Dieser Zustand ist in den Figuren 7 und 13 dar- gestellt. Das äußere Verstellmotorgehäuse 38 ist gegenüber dem Zylinderkopf 40 durch einen O-Ring abgedichtet, dessen Nut sich im äußeren Verstellmotorgehäuse 38 oder im Zylinderkopf 40 befinden kann. Die Gewinde der Befestigungsschrauben 43' werden wie in Figur 1 mit Dichtmasse oder durch eine Sacklochgewindebohrung abgedichtet. Die Lösungsvariante nach Figur 7 kann auch mit einem äußeren und inneren Verstellmotorgehäuse 38, 39 gemäß Figur 1 ausgebildet werden. Dann befin- det sich das Rillenkugellager 45 nicht im Zylinderkopf 40 sondern in dem inneren Verstellmotorgehäuse 39. Dabei muss sichergestellt sein, dass der Außendurchmesser des Rillenkugellagers 45 größer als der Außendurchmesser des Dauermagnetrotors 34' ist, damit das innere Verstellmotorgehäuse 39 bei der Montage über den Dauermagnetrotor 34' geschoben werden kann.
Figur 13 zeigt einen Längsschnitt durch eine Verstellvorrichtung 1", mit dem Doppelexzentergetriebe 2 und einem Verstellmotor 3", die eine Variante der Verstellvorrichtung 1' von Figur 7 darstellt. Auch hierbei bilden die Doppelexzenterwelle 13 und eine Verstellmotorwelle 32" zusammen eine einteilige Hohlwelle 64'. Diese weist jedoch neben dem Doppelexzenterwellenlager 30 ein inneres Rotorlager 30a auf, das ebenfalls als Nadelhülse ausgebildet und auf einem weiteren zylindrischen Schraubenkopf 31" einer verlängerten zentralen Spannschraube 19 gelagert ist. Der Verstellmotor 3" ist gegenüber dem Doppelexzentergetriebe 2 durch einen Radialwellendichtring 73 und einen die Hohlwelle 64' abschließenden Verschlussstopfen 65' abgedichtet. Zur Reduzierung des Reibmoments können anstelle des Radialwellendichtrings 73 auch anpresskraftreduzierte Dichtmittel, wie PTFE-Dichtungsringe eingesetzt werden. Die Hohlwelle 64' wird durch eine radiale Abströmöffnung 27 in den Raum des Zylinderkopfs 40 entölt.
Aufgrund der Wärmedehnung der Nockenwelle 15 (siehe Figur 7 und 13) zusammen mit den damit fest verbundenen Hohlwellen 64, 64' verändert sich die axiale Lage des Dauermagnetrotors 34', 34" gegenüber dem Stator 35. Um die nutzbare Rotorlänge immer gleich der Länge des Statorblechpakets zu halten, muss die Länge des Dauermagnetrotors 34', 34" die des Stators 35 um das Maß der axialen Wärmedehnung übertreffen. Alternativ kann das Blechpaket des Stators 35 um mindestens die axiale Verschiebung länger als der Dauermagnetrotor 34', 34" sein. Dadurch wird jedoch die Gesamtlänge des Verstellmotors 3', 3" um das Maß der maximalen Wärmedehnung erhöht.
Figur 14 zeigt ein anderes hoch untersetzendes Verstellgetriebe in Gestalt eines Doppelplanetengetriebes 74. Als Verstellwelle dient ein Sonnenrad 75, das von einer nicht dargestellten Verstellmotorwelle antreibbar ist. Das Sonnenrad 75 ist in einem Rillenkugellager 77, ein Planetenträger 76 in einem Planetenträgerlager 78 direkt auf einer zentralen Spannschraube 20 gelagert. Auch in diesem Falle ist es möglich, das Rillenkugellager 77 und das Planetenträgerlager 78 durch Gleitlager und die Spannschraube 20 durch eine Standardschraube mit passender Lagerhülse zu ersetzen. Das Sonnenrad 75 kämmt mit Planetenrädern 79, 79', die einen unterschiedlichen Durchmesser aufweisen sowie einteilig ausgebildet und über Planetenlager 78a, 78a' auf Verbindungs- stiften 80 gelagert sind. Die Verbindungsstifte 80 sind fest mit dem Planetenträger 76 und gleitend mit einer Abschlussplatte 81 verbunden. Die Abschlussplatte 81 ist mit dem Planetenträger 76 durch Schrauben 82 lösbar verbunden. Sie dient zur Montage der Planetenräder 79, 79'. Das Planetenrad 79 kämmt mit der Innenverzahnung 98 eines kurbelwellenfesten Hohlrades 83, das Pla- netenrad 79' mit der Innenverzahnung 99 eines nockenwellenfesten Hohlrades 84, welches durch die zentrale Spannschraube 20 mit der Nockenwelle 15 verspannt ist. Durch die geringfügig unterschiedliche Zähnezahl der Planetenräder 79, 79' und der Hohlräder 83, 84 wird die gewünschte große Untersetzung erreicht. Das kurbelwellenfeste Hohlrad 83 ist auf dem nockenwellenfesten Hohlrad 84 in einem Gleitlager 63 gelagert. Es kann aber auch auf Wälzlagern gelagert sein.
In den Figuren 15, 15a und 16 sind getrennt ausgebildete Planetenräder 79a, 79a' und 79b, 79b' dargestellt, die durch eine Keilwelle 85 bzw. eine Passfe- derverbindung 86 drehfest verbunden sind. Die Keilwelle 85 mit den Planetenrädern 79a und 79a' sowie die Planetenräder 79b und 79b' sind in dem Planetenträger 76 und in der Abschlussplatte 81 wälzgelagert.
In den Figuren 17 und 18 sind bürstenlose Versteilmotoren 3'", 3"" mit einem Stator 35 und einem Dauermagnetrotor 34'" im Längsschnitt dargestellt, die dem Verstellmotor 3 von Figur 1 ähnlich sind. Sie besitzen jedoch unabgedich- tete, ölgeschmierte und besonders reibungsarme Rillenkugellager 44', 45'. Aufgrund der fehlenden Dichtung dringt Motoröl in das Innere der Verstellmoto- ren 3'", 3"" ein. Dadurch besteht die Gefahr, dass der Isolierlack auf dem Windungsdraht des Stators 35 angegriffen und ein Windungskurzschluss ausgelöst wird. Außerdem können das für die elektronische Kommutierung erforderliche PC-Board oder die Hallsensoren zerstört werden. Deshalb sind alle motorölge- fährdeten Bauteile in Figur 17 durch eine Umspritzung 87 aus hitze- und ölbe- ständigem Kunststoff und in Figur 18 durch Abdecken mit einer Abdeckfolie 88 aus vergleichbarem Kunststoff gegen Motoröl geschützt, wobei die Abdeckfolie 88 auch anders als dargestellt ausgeführt sein kann.
Um zu verhindern, dass sich am Dauermagnetrotor 34'", der an sich nicht gegen eindringendes Öl geschützt werden muss, Metallspäne aus dem Motoröl absetzen, kann ein Filter oder Sieb vor den Rillenkugellagern 44' und 45' an- geordnet werden. Da es sich hierbei um keine berührenden Dichtungen handelt, entsteht auch kein dichtungsbedingtes Reibungsmoment.
In Figur 19 ist ein vergrößerter Längsschnitt eines bürstenlosen Verstellmotors 3 dargestellt, der als getrennte Einheit ausgebildet ist. Dieser weist eine massive Verstellmotorwelle 89 auf, die mit einem Dauermagnetrotor 34"" fest verbunden und auf Rillenkugellagern 44", 45" gelagert ist. Der verhältnismäßig geringe Durchmesser der massiven Verstellmotorwelle 89 ermöglicht die Unterbringung der Rillenkugellager 44", 45" innerhalb der Wicklungsköpfe 36 des Stators 35. Dadurch wird eine geringe Baulänge erzielt. Das Rillenkugellager 45" ist in einem Verstellmotorgehäuse 90, das Rillenkugellager 44" in dessen Gehäusedeckel 91 angeordnet. Beide Rillenkugellager 44", 45" sind fettge- schmiert und mit Dichtungen 47 beidseitig abgedichtet.
Auf der Getriebeseite der Verstellmotorwelle 89 ist vor dem Rillenkugellager 45" eine vom Verstellmotorgehäuse 90 abgedeckte Schleuderscheibe 92 angeordnet, die als Zusatz-Labyrinthdichtung wirkt. Natürlich sind auch andere Labyrinthdichtungen möglich. Am getriebeseitigen Ende der Verstellmotorwelle 89 befindet sich ein Kupplungskopf 93 mit einem Keilwellenprofil 96, das in den entsprechenden Teil der Verstellwelle eines Verstellgetriebes einsteckbar ist. Figur 20 zeigt eine Ansicht eines Doppelexzentergetriebes 2 ähnlich dem in Figur 1 , mit einer in einem Querschnitt X-X dargestellten Spiralfeder 94. Diese verbindet ein durch Haltestifte 95 modifiziertes Kettenrad 5' (gleich Antriebswelle) über einen modifizierten Abschlussdeckel 29" (gleich Abtriebswelle), die Zylinderstifte 21 und die Abschlusswand 14 unter Mitwirkung einer zentralen Spannschraube 17 mit der Nockenwelle 15.
Die Figur 21 zeigt einen Teillängsschnitt durch das Doppelexzentergetriebe 2 und die Spiralfeder 94 mit einem der Haltestifte 95 für die Spiralfeder 94 und mit einem Teil des Abschlussdeckels 29", an dem die Spiralfeder 94 ebenfalls verankert ist. Die vorgespannte Spiralfeder 94 führt die Nockenwelle 15 bei Versagen der elektrischen Drehwinkelverstellung in eine Start- oder Notlaufposition zurück, um einen sicheren Wiederstart des Verbrennungsmotors zu gewährleisten. Sie erfüllt somit eine Failsafe-Funktion.
Bei der erfindungsgemäßen Verstellvorrichtung wird der Verstellmotor so be- trieben, dass beim Verstellen in Richtung früh die Nockenwelle die Kurbelwelle und beim Verstellen in Richtung spät die Kurbelwelle die Nockenwelle überholt, während in Regelstellung alle drei Wellen des Verstellgetriebes mit Nockenwellendrehzahl umlaufen. Die Drehrichtung des Verstellmotors beim Verstellen hängt davon ab, ob das Verstellgetriebe ein Plus- oder Minusgetriebe ist.
Alle zuvor beschriebenen Varianten sind hinsichtlich Getriebe, Verstellmotor, Lagerung, Abdichtung und Schmierung miteinander kombinierbar. Bezugszeichenliste
, 1', 1" Verstellvorrichtung; , 2', 2" Doppelexzentergetriebe; , 3', 3" 'H 'Hi QHIM Verstellmotor;
Hohlrad; , 5' Kettenrad;
Innenverzahnung;
Stirnrad;
Stirnrad;
Stirnradlager; 0 Stirnradlager; 1 Exzenter; 2 Exzenter; 3, 13', 13" Doppelexzenterwelle; 4 Abschlusswand; 5, 15' Nockenwelle; 6 Führung; 7 zentrale Spannschraube; 8 zentrale Standardspannschraube; 9 verlängerte zentrale Spannschraube 0 zentrale Spannschraube; 1 , 21', 21 " Mitnahmestift; 2 Stirnradbohrung; 3 Stirnradbohrung; 4 Sprengring; 5 Sprengring; 6 Abströmöffnung; 7 Abströmöffnung; 8 Pfeil; 9, 29', 29" Abschlussdeckel; Doppelexzenterwellenlager; a inneres Rotorlager; , 31", , 31 '" zylindrischer Schraubenkopf; ' Standardschraubenkopf; , 32', 32" Verstellmotorwelle; Zweikantwellenkupplung; , 34', 34", 34'", 34"" Dauermagnetrotor;
Stator;
Wicklungskopf;
Luftspalt; äußeres Verstellmotorgehäuse inneres Verstellmotorgehäuse;
Zylinderkopf;
O-Ring;
O-Ring; , 43' Befestigungsschraube; , 44', 44" Rillenkugellager; , 45', 45" Rillenkugellager;
Zapfen;
Dichtung;
Schmierölbohrung;
Schmierölbohrung;
Endlager;
Kettenradlager;
Abflussöffnung;
Lagerhülse;
Passfederwellenkupplung;
Radialbohrung;
Kreiskeilverbindung;
Innenteil; Kreiskeil; Außenteil;
Nockenwellenende;
Kreiskeilnabe;
Profil;
Gleitlager; , « 34' Hohlwelle; , ( 35' Verschlussstopfen;
Montagewerkzeug;
Fahne;
Verschlussdeckel;
Montageschlitz;
Bodenplatte;
Deckelplatte;
Deckelfahne;
Radialwellendichtring;
Doppelexzentergetriebe;
Sonnenrad;
Planetenträger;
Sonnenradlager;
Planetenträgerlager; a , 78a' Planetenlager; , ■ 79' Planetenrad; a , 79a' Planetenrad; b , 79b' Planetenrad;
Verbindungsstift;
Abschlussplatte;
Schraube; kurbelwellenfestes Hohlrad; nockenwellenfestes Hohlrad;
Keilwelle;
Passfederverbindung; 87 Umspritzung;
88 Abdeckfolie;
89 massive Verstellmotorwelle;
90 Verstellmotorgehäuse; 91 Gehäusedeckel;
92 Schleuderscheibe;
93 Kupplungskopf;
94 Spiralfeder;
95 Haltestift; 96 Keilwellenkupplung;
97 Stiftbohrung;
98 Innenverzahnung;
99 Innenverzahnung:

Claims

Patentansprüche
1. Verstellvorrichtung zum elektrischen Verstellen der relativen Drehwinkellage zweier Wellen, insbesondere einer Nockenwelle (15, 15') gegenüber ei- ner Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors, mit einem als Dreiwellengetriebe ausgebildeten Verstellgetriebe, das ein kurbelwellenfestes Antriebsteil, ein nockenwellenfestes Abtriebsteil und eine mit einer Verstellmotorwelle (32, 32', 32") eines elektrischen Verstellmotors (3 bis 3'"") drehfest verbundene Verstellwelle (13, 13', 13") aufweist, wobei der Verstellmotor (3 bis 3'"") als bürstenloser Gleichstrommotor mit einem gehäusefesten Stator
(35) und einem Dauermagnetrotor (34 bis 34"") ausgebildet ist, dadurch gekennzeichnet, dass als Verstellgetriebe Doppelexzentergetriebe (2, 2', 2") und ein Doppelplanetengetriebe (74) vorgesehen sind, die eine Untersetzung von vorzugsweise bis 1 : 250 und eine geringe Reibung aufweisen und dass für die VerStellmotoren (3 bis 3'"") hochinduktive Dauermagnetrotoren (34 bis 34"") vorgesehen sind.
2. Verstellvorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Lager der Verstellgetriebe und der Verstellmotoren vorzugsweise als Wälz- lager ausgebildet sind.
3. Verstellvorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass zum drehfesten Verbinden der Verstellgetriebe mit den Nockenwellen (15, 15') zentrale Spannschrauben (17, 18, 19, 20) und eine Kreiskeilverbindung (56) vorgesehen sind, die zylindrische Schraubenköpfe (31 , 31") bzw. eine zylindrische Kreiskeilnabe (61 ) aufweisen, die als Lagerflächen für Wälzlager dienen.
4. Verstellvorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass zur drehfesten Verbindung der Verstellwellen und der Verstellmotorwellen eine einteilige Ausbildung der beiden Wellen in Gestalt einer einzigen Hohlwelle (64, 64') (integrierter Verstellmotor (3', 3")) und eine drehspielfreie, lösbare Kupplung (33, 54, 96) zur Verbindung der getrennten Wellen (separater Verstellmotor (3, 3'", 3"", 3""')) vorgesehen sind.
5. Verstellvorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass zur Montage des integrierten Verstellmotors (3', 3") und zur Zentrierung von dessen Stator (35) auf dessen Dauermagnetrotor (34', 34") ein Montagewerkzeug (66) vorgesehen ist, dessen vorzugsweise drei gleiche und in gleichem Abstand angeordnete Fahnen (67) durch drei entsprechende Montageschlitze (69) in einem äußeren Verstellmotorgehäuse (38) hindurch in den Luftspalt (37) zwischen dem Dauermagnetrotor (34', 34") und dem Stator (35) mit geringem Radialspiel einführbar und die Montageschlitze (69) durch einen passenden Verschlussdeckel (68) verschließbar sind.
6. Verstellvorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass als drehspielfreie, lösbare Kupplungen vorzugsweise Zweikant-, Passfeder- und Keilwellenkupplungen (33, 54, 96) vorgesehen sind.
7. Verstellvorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Hohlwelle (64) zusätzlich zu einem Verstellwellenlager (30, 77) ein außenliegendes Rillenkugellager (45) vor dem Dauermagnetrotor (34') und die Hohlwelle (64') ein weiteres inneres Rotorlager (30a) auf einem weiteren zylindrischen Schraubenkopf (31") einer verlängerten, zentralen Spannschraube (19) im Bereich des Dauermagnetrotors (34") aufweist.
8. Verstellvorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die
Hohlwellen (64, 64') zumindest eine Abströmbohrung (26, 27) für Schmieröl und einen verstellmotorseitigen Verschlussstopfen (65, 65') aufweisen.
9. Verstellvorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Verstellgetriebe ölgeschmierte Wälzlager und die VerStellmotoren öl- und fettgeschmierte Wälzlager aufweisen.
10. Verstellvorrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Schmieröl für die Verstellgetriebe von der Ölversorgung des getriebenahen Endlagers (50) der Nockenwellen (15, 15') durch Schmierölbohrungen (48, 49) hindurch in den achsnahen Bereich der Verstellgetriebe und von dort durch Fliehkraft zu den Lagern und in den Umfangsbereich sowie weiter in den Raum des Zylinderkopfs (40) gelangt, wo es als Spritzöl oder Ölnebel zur Schmierung der ölgeschmierten Wälzlager (45, 30a, 44', 45') der Ver- stellmotoren (3, 3'", 3"") dient.
11. Verstellvorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die fettgeschmierten Wälzlager (44, 44", 45") der Verstell motoren (3, 3"'") auf beiden Lagerseiten und die ölgeschmierten Wälzlager (45) der Verstellmo- toren (3, 3') auf der Verstellmotorseite eine Dichtung (47) aufweisen.
12. Verstellvorrichtung nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass die Wälzlager (44', 45') der VerStellmotoren (3'", 3"") ohne Dichtungen (47) ausgebildet sind, jedoch zumindest auf der Verstellgetriebeseite ein Sieb oder einen Filter zum Schutz vor Metallteilchen aufweisen.
13. Verstellvorrichtung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass für den Stator (35) nebst PC-Board und Hallsensor eine Abdeckfolie (88) aus öl- und hitzebeständigem Kunststoff sowie eine Umspritzung mit dem selben Kunststoff als Schutzmittel gegen Schmieröl vorgesehen sind.
14. Verstellvorrichtung nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass die fettgeschmierten Wälzlager (44", 45") des Verstellmotors (3 ) auf einer vorzugsweise massiv ausgebildeten Verstellmotorwelle (89) unmittelbar neben dem Dauermagnetrotor (34"") und zumindest teilweise innerhalb der Wickelköpfe (36) des Stators (35) angeordnet sind.
15. Verstellvorrichtung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass auf der Außenseite des getriebeseitigen, fettgeschmierten Wälzlagers (45") des Verstellmotors (3'"") eine Schleuderscheibe (92) vorgesehen ist.
16. Verstellvorrichtung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Dauermagnetrotoren (34', 34") im Vergleich zum Stator (35) eine um die maximale Dehnlängendifferenz vergrößerte Länge aufweisen.
17. Verstellvorrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Stator (35) kühlbar ist und als Kühlmittel Luft und eine Kühlflüssigkeit vorgesehen sind.
18. Verstellvorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Verstellwelle der Doppelexzentergetriebe (2, 2', 2") als Doppelexzenterwelle (13, 13', 13") mit zwei um 180° versetzten, gleichen Exzentern (11 , 12) ausgebildet ist, die gleiche Stirnräder (7, 8) antreiben, die mit einer gleichen Innenverzahnung (6) eines kurbelwellenfesten Hohlrads (4) kämmen, dessen Antriebsmoment über Mitnahmestifte (21 , 21', 21") auf eine nockenwellenfeste Abschlusswand (14) übertragbar ist.
19. Verstellvorrichtung nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass die Mitnahmestifte (21 , 21', 21 ") in achsparallele Stiftbohrungen (97) der Abschlusswand (14) eingepresst sind und in achsparallele Stirnradbohrungen (22, 23) der Stirnräder (7, 8) formschlüssig eingreifen.
20. Verstellvorrichtung nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, dass der Durchmesser der Stirnradbohrungen (22, 23) zumindest dem Durchmesser der
Mitnahmestifte (21 , 21', 21") vermehrt um die doppelte Exzentrizität der Exzenter (11 , 12) entspricht und dass die Stirnradbohrungen (22, 23) und die Stiftbohrungen (97) gleiche Teilkreisdurchmesser und gleiche Teilung aufweisen.
21. Verstellvorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Verstellwelle des Doppelplanetengetriebes (74) als Sonnenrad (75) ausge- bildet ist, welches auf einer zentralen Spannschraube (20) in einem Son- nenradlager (77) gelagert ist und mit einem nicht dargestellten Verstellmotor über eine Keilwellenkupplung (96) in drehfester Verbindung steht.
22. Verstellvorrichtung nach Anspruch 21 , dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (75) mit ersten Planetenrädern (79, 79a, 79b) kämmt, die mit koaxialen, zweiten Planetenrädern (79', 79a', 79b') anderen Durchmessers drehfest verbunden sind.
23. Verstellvorrichtung nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, dass die ersten Planetenräder (79, 79a, 79b) mit einer Innenverzahnung (98) eines kurbelwellenfesten Hohlrades (83) und die zweiten Planetenräder (79', 79a', 79b') mit einer Innenverzahnung (99) anderen Durchmessers eines nockenwellenfesten Hohlrades (84) kämmen.
24. Verstellvorrichtung nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, dass die Planetenräder (79, 79') einteilig ausgebildet und über Planetenlager (78a, 78a') auf achsparallelen Verbindungsstiften (80) gelagert sind, die mit einem Planetenträger (76) in fester Verbindung stehen, der über ein Planetenträgerlager (78) auf einem weiteren, zylindrischen Schraubenkopf (31 "') wälzgelagert ist.
25. Verstellvorrichtung nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, dass getrennt hergestellte Planetenräder (79a, 79a') durch eine Keilwelle (85) und getrennt hergestellte andere Planetenräder (79b, 79b') durch eine Passfederverbindung (86) drehfest verbunden und direkt in dem Planetenträger (76) und dessen Abschlussplatte (81 ) wälzgelagert sind.
26. Verstellvorrichtung nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, dass die An- und Abtriebswellen der Verstellgetriebe durch eine vorgespannte Fe- der, vorzugsweise eine Spiralfeder (94) verbindbar sind, die die Nockenwellen (15, 15') bei Ausfall der Stromversorgung oder der VerStellmotoren ge- gen das Reibmoment der Nockenwellen (15, 15') in eine Start- oder Notlaufposition verstellen.
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