WO2005005791A1 - Vollvariabler ventiltrieb - Google Patents

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WO2005005791A1
WO2005005791A1 PCT/EP2004/006300 EP2004006300W WO2005005791A1 WO 2005005791 A1 WO2005005791 A1 WO 2005005791A1 EP 2004006300 W EP2004006300 W EP 2004006300W WO 2005005791 A1 WO2005005791 A1 WO 2005005791A1
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WO
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camshaft
axial
adjuster
phase
gear
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PCT/EP2004/006300
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Inventor
Jens Schäfer
Jörg DEGELMANN
Jonathan Heywood
Original Assignee
Ina-Schaeffler Kg
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Publication date
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    • F01L13/0036—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque the valves being driven by two or more cams with different shape, size or timing or a single cam profiled in axial and radial direction
    • F01L13/0042—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque the valves being driven by two or more cams with different shape, size or timing or a single cam profiled in axial and radial direction with cams being profiled in axial and radial direction
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    • F01L1/352—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using bevel or epicyclic gear
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    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2800/00—Methods of operation using a variable valve timing mechanism
    • F01L2800/13—Throttleless

Definitions

  • the invention relates to a fully variable valve train, in particular according to the preamble of patent claim 1.
  • Gasoline engines mainly work with quantitative load control, i.e. with a load-dependent change in the mixture quantity. This is varied by different throttling of the mixture flow.
  • a throttle valve arranged in the intake line is usually used for this purpose.
  • a disadvantage of the throttle control is the throttle loss, which increases with a decreasing throttle cross section, that is, with a decreasing load. This loss can be avoided with a throttle-free load control.
  • the throttle valve with its variable throttle cross-section is replaced by intake valves with a variable stroke and appropriately controlled time cross-section.
  • a large valve lift corresponds to a high, a small to a low load.
  • the small valve lift at low load means that the opening angle of the intake valve is only a fraction of what is usual at full load.
  • This creates a high negative pressure in the cylinder during the intake stroke subsequent compression stroke is compensated lossless. Due to this high negative pressure in the valve seat area, there is a high flow velocity during the opening period of the inlet valve and, as a result, a strongly turbulent flow in the cylinder.
  • the charge movement can also be intensified by opening the inlet valve later due to the higher vacuum then prevailing.
  • the resulting high burning speed results in a timely burning even at higher loads despite the later beginning of burning. This results in a lower peak pressure, less tendency to knock and less nitrogen oxide formation, without having to accept consumption disadvantages.
  • the necessary shifting of the opening and closing times of the intake and, if applicable, the exhaust valves can be achieved by known phase adjusters arranged in the drive train between the crankshaft and the camshaft.
  • the valve stroke can be adjusted using a space cam in conjunction with an axially displaceable camshaft.
  • a three-dimensional cam designed in this way on which the stroke information is stored, enables line contact in conjunction with a correspondingly designed tapping element. This reduces the surface pressure between the space cam and the tap element to a tolerable level.
  • a change in the phase position can also be taken into account when designing the space cam.
  • the disadvantage of this solution is that the variation of the valve lift and phase position is not possible independently of one another and that only a point contact between the space cam contour and the tapping element is possible.
  • thermodynamically unfavorable conditions result with coupled phase and axial adjustment in low speed ranges at a given torque.
  • Another advantage of separate phase and axial adjusters is the ability to influence the maximum torque and its position within the usable speed range.
  • DE 100 20 119 A1 discloses a device for independently adjusting the phase and axial position of the space cams of the camshaft of an internal combustion engine, which is operated hydraulically. Hydraulic systems depend on the oil pressure of the internal combustion engine, which is only available when the engine is running. It builds up gradually after the engine starts and depends on the oil temperature or oil viscosity as well as the engine speed. As a result, the engine start, load acceptance and adjustment speed as well as the setting accuracy of the load are generally adversely affected.
  • the invention has for its object to provide a device for adjusting the phase and axial position of space cams of the camshaft of an internal combustion engine, which in its entire operating range realizes a high setting speed and setting accuracy of the space cams required for throttle-free load control with as little construction effort as possible.
  • a key advantage of electromechanical adjustment systems is their quick and precise adjustability, which is a prerequisite for load control that depends on the intake valve lift.
  • the camshaft can be brought into the optimum starting position by means of electromechanical adjustment systems before the start or immediately after the start. This ensures a safe start, rapid start-up and spontaneous load acceptance of the internal combustion engine.
  • electromechanical phase and valve stroke adjustment e.g. B. an existing hydraulic phase adjuster can also be used or, in extreme cases, can even be omitted entirely, so that only one electromechanical axial adjuster is available for the valve stroke adjustment.
  • each of the electromechanical actuators has a high-speed, brushless direct-current adjustment motor with a stator, preferably fixed to the housing, and a downstream, high-reduction adjustment gear.
  • the high-speed adjustment motor takes up little space and only slightly loads the power grid.
  • the brushless design is largely wear-free and low-friction.
  • the fixed stator is characterized by simple power supply.
  • the high-reduction variable speed gear units can be designed to be more or less self-locking or with low-friction bearings. Self-locking makes it easier to comply with the regular position of the no- camshaft, low friction increases the adjustment speed of the camshaft and the efficiency of the actuator.
  • phase adjuster is arranged at the drive end and the axial adjuster at the free end of the camshaft.
  • An advantageous embodiment of the invention consists in the fact that the adjusting mechanism of the axial actuator arranged at the free end of the camshaft is designed as a worm gear mechanism with a subsequent threaded spindle and that the adjusting motor shaft is perpendicular to the camshaft.
  • the servomotor shaft perpendicular to the camshaft results in a small overall length of the axial actuator.
  • the worm gear instead of the worm gear, one with bevel or crown gears can also be used.
  • the teeth with bevel gears can be designed as spiral teeth without axial misalignment or as hypoid teeth with axial misalignment. It is also possible to replace these gear stages by a belt gear or a cardan shaft gear or the like. To keep the overall ratio constant, the ratio of the threaded spindle must be adjusted.
  • the adjusting mechanism of the axial actuator has a total transmission ratio of 1:15 to 1: 150 and the threaded spindle has a ball screw and whose rotational decoupling from the camshaft preferably have a double-row angular contact ball bearing.
  • the adjusting mechanism of the axial actuator can be designed to be self-locking by means of a threaded spindle with a trapezoidal thread, which makes it easier to fix the standard positions of the camshafts.
  • the friction and thus the self-locking of the threaded spindle can be reduced by using a ball screw or a roller screw.
  • the double-row angular contact ball bearing which is used for the rotational decoupling of the threaded spindle from the camshaft, also serves to reduce friction.
  • the axial adjusting force and the axial forces resulting from the space cams then act on the threaded spindle.
  • camshaft plain bearings serve as sliding guides for the camshaft in the cylinder head.
  • Rolling bearings in loose bearings can also be used here to reduce friction.
  • any type of electromechanical phase adjuster is conceivable, the rotational output movement of which is converted into a translational one by a subsequent helical toothing.
  • a reduction in the axial friction of the axial actuator is achieved in that a sliding guide is provided between the phase divider or its component and the axially displaceable camshaft, which is designed as a splined shaft coupling or as a ball bearing coupling.
  • phase and axial adjuster are arranged separately, the axial movement of the camshaft must be decoupled from the phase adjuster.
  • the sliding guide required for this must transmit the camshaft torque.
  • z. B. a low backlash multi-spline coupling. Their slight play is achieved through precise manufacture or through separate and mutually braced or adjustable gears.
  • the friction-minimized Ball bearing coupling which has a ball bearing as the transmission element, enables a reduced-power and thus space-saving axial actuator.
  • phase and axial adjuster To reduce costs, it is advantageous for the phase and axial adjuster to have a common control device. This allows z.
  • the control of the valve lift requires the detection of the axial position of the camshaft. You can use your own sensors or, if you use brushless DC motors, the signals from the Hall sensors of the adjustment motor of the axial actuator. By evaluating the number and direction of the commutation signals, knowing the position of a mechanical end stop (equal to the start of counting), the determination of the axial position of the camshaft can easily be calculated taking into account the value of the overall ratio. In the same way, the phase position of the camshaft can be followed by its own sensor or by the signals from the Hall sensors of the adjustment motor of the phase adjuster.
  • FIG. 1 shows a valve train with valve stroke adjustment by means of space cams of an axially displaceable camshaft in the low load position
  • Figure 1 a the valve train according to Figure 1, but in full load position
  • FIG. 2 shows a schematically illustrated phase adjuster with the stator of the electric adjusting motor fixed to the housing;
  • FIG. 3 shows a schematically illustrated phase adjuster, the electric adjustment motor of which rotates completely
  • FIG. 4 shows a phase adjuster, shown schematically, which is connected to an axial adjuster via a rotational decoupling and whose adjusting motor has a stator fixed to the housing;
  • FIG. 5 shows a schematically illustrated axial actuator, which is connected to the camshaft via a rotational decoupling and whose adjusting motor has a stator fixed to the housing;
  • FIG. 6 shows a section through the servomotor and the worm drive of an axial actuator
  • FIG. 7 shows a section B-B through a spindle drive of the axial actuator from FIG. 6 in the low-load position
  • FIG. 8 shows an axial decoupling between a phase adjuster and an axially displaceable camshaft in the form of a multi-spline shaft coupling
  • Figure 9 shows an axial decoupling similar to Figure 8, but with a ball bearing shaft coupling Detailed description of the drawings
  • valve train 1 shows a valve train 1 with valve stroke adjustment via space cams 2 of an axially displaceable camshaft 3.
  • the camshaft 3 is located in the low-stroke area of the space cam 2 and thus in the low-load area of the internal combustion engine.
  • the space cam 2 is in contact with a tap element 4 which has a flat contact surface 5 for the space cam 2 and a hemispherical bearing surface 6 for an intermediate element 7 of a valve tappet 8.
  • This is in pressure connection with an inlet valve 9, which is guided in a guide 10 and can be pressed into the cylinder head 13 by a valve spring 11 on its valve seat 12.
  • FIG. 1 a shows the valve train 1 of FIG. 1 with the camshaft 3 displaced into the full stroke range of the space cam 2.
  • the full stroke range of the space cam 2 corresponds to the full load of the internal combustion engine, the low stroke range to the partial load of the same.
  • FIG. 2 shows the diagram of a phase adjuster 43 with a camshaft drive wheel 14 which drives an adjustment gear 15.
  • the adjustment gear 15 is connected to the camshaft 3 and an adjustment shaft 16.
  • the adjusting shaft 16 is driven by a rotor 17 of an adjusting motor 18, the stator 19 of which is firmly connected to the housing 20.
  • FIG. 3 shows the diagram of a phase adjuster 43 'with an adjusting motor 18' which rotates as a whole with the stator 19 'and the rotor 17'.
  • the adjusting motor 18 has the advantage over the adjusting motor 18 ′ of a problem-free power supply to the stator 19 fixed to the housing.
  • FIG. 4 shows the diagram of a phase adjuster 43 ", which consists of an axial adjuster 21 with adjusting motor 18 and a motion converter 22, which are connected via a rotational decoupling 23.
  • the motion converter 22 can be the mechanism of a helical toothing.
  • an axial actuator it is also possible for an axial actuator to use any type of construction of an electromechanical phase adjuster 43, 43 ', in which the rotary output movement is converted into an axial adjustment movement by means of the helical gear mechanism.
  • FIG. 5 shows the diagram of an electromechanical axial actuator 21 which is connected to the camshaft 3 via a rotary decoupling 23.
  • the axial actuator 21, which has an adjusting motor 18, can be arranged separately at the free end of the camshaft 3 or at the drive end thereof in a structural unit with the phase adjuster 43.
  • FIG. 6 shows a cross section through the adjusting motor 18 and through a worm gear 24 of an axial actuator 21.
  • the adjusting motor 18 is a brushless DC motor. It has an adjusting motor shaft 25 which is mounted in a deep groove ball bearing 26 designed as a fixed bearing and in a needle bearing 27 designed as a floating bearing.
  • the rotor 17 and a worm pinion 28 are firmly connected to the adjusting motor shaft 25.
  • the stator 19 is fixed in the housing 20.
  • the housing 20 is closed by a cover 29.
  • the worm gear 24 has, in addition to the worm gear 28, a worm wheel 30 which, as can be seen from FIGS. 7, 7a, is mounted in a double-groove bearing 31 designed as a fixed bearing and is in engagement with the worm gear 28.
  • Figures 7, 7a show the section BB of Figure 6 in the low and full load position of the camshaft 3.
  • a threaded spindle 32 In the axis of the worm wheel 30 there is a threaded spindle 32, with a trapezoidal thread 33, which is in a corresponding internal thread of the worm wheel 30 when it rotates moved axially.
  • a double-row angular contact ball bearing 34 At the other end of the threaded spindle 32 there is a double-row angular contact ball bearing 34 designed as a fixed bearing. This is arranged in a blind hole 35 of the camshaft 3 and is used to transmit the axial adjusting forces thereof and as a rotational decoupling of the camshaft 3 from the threaded spindle 32.
  • a longitudinal slot 36 the length of the axial displacement of the camshaft 3.
  • a guide pin 37 is arranged with play, which is inserted in bores in the housing 20, not shown. It prevents the threaded spindle 32 from rotating and thus enables its axial movement.
  • the camshaft 3 is mounted in slide bearings 38 of the cylinder head 13, which is preferably manufactured in die-cast aluminum, which has good bearing properties.
  • FIGS. 8 and 9 show the drive end of the camshaft 3 with the space cams 2.
  • the drive wheel and the phase adjuster are only indicated by a component 39. This is mounted on a slide bearing 38 designed as a fixed bearing in the cylinder head 13.
  • the components 39 are connected to the camshaft 3 without sliding play via sliding guides 40, 41 and are axially decoupled.
  • the sliding guide 40 is based on a splined shaft coupling 44, the sliding guide 41 works with a ball bearing 42 and is therefore particularly low in friction.
  • the axial actuator 21 functions as follows:
  • the camshaft 3 In the case of load variation via the valve lift adjustment by means of space cam 2, the camshaft 3 must be axially displaced.
  • the electromechanical axial actuator 21 is used for this purpose. Its high-speed brushless adjusting motor 18 drives the worm wheel 30 via the worm pinion 28.
  • the threaded spindle 32 located in this is because it passes through the guide pin 37 is prevented from rotating, by rotating the worm wheel 30 out of or screwed into the same. This axial movement of the threaded spindle 32 is transmitted via the double-row angular contact ball bearing 34 to the camshaft 3, which can be moved axially with respect to the fixed phase adjuster thanks to the sliding guides.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zum unabhängigen Verstellen der Phasen- und Axiallage einer Welle, insbesondere der Nockenwelle (3) eines Verbrennungsmotors, mit einem Phasensteller (43) und einem Axialsteller (21) sowie mit Raumnocken (2) zur Variation des Ventilhubes. Die zur Lastregelung des Verbrennungsmotors erforderliche exakte und schnelle Veränderung des maximalen Ventilhubs wird dadurch erreicht, dass zumindest der Axialsteller (21) als elektromechanischer Steller ausgebildet ist.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Vollvariabler Ventiltrieb
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft einen vollvariablen Ventiltrieb, insbesondere nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Hintergrund der Erfindung
Ottomotoren arbeiten überwiegend mit quantitativer Laststeuerung, das heißt, mit lastabhängiger Änderung der Gemischmenge. Diese wird durch unterschiedliche Drosselung des Gemischstroms variiert. Dazu dient in der Regel eine in der Ansaugleitung angeordnete Drosselklappe.
Ein Nachteil der Drosselregelung ist der Drosselverlust, der mit abnehmendem Drosselquerschnitt, das heißt, mit sinkender Last, ansteigt. Dieser Verlust kann durch eine drosselfreie Laststeuerung vermieden werden.
Dazu wird die Drosselklappe mit ihrem variierbaren Drosselquerschnitt durch Einlassventile mit variablem Hub und entsprechend gesteuertem Zeitquerschnitt ersetzt. Ein großer Ventilhub entspricht einer hohen, ein kleiner einer niedrigen Last. Der kleine Ventilhub bei Niedriglast bewirkt, dass der Öffnungswinkel des Einlaßventils dann nur einen Bruchteil des bei Vollast üblichen ausmacht. Dadurch bildet sich während des Einlasstaktes ein hoher Unterdruck im Zylinder, der im darauf folgenden Kompressionstakt verlustfrei ausgeglichen wird. Während der Öffnungsdauer des Einlaßventils herrscht auf Grund dieses hohen Unterdrucks im Ventilsitzbereich eine hohe Strömungsgeschwindigkeit und als Folge davon eine stark turbulente Strömung im Zylinder. Dadurch wird die Gemischaufberei- tung insbesondere bei ottomotorischer Direkteinspritzung deutlich verbessert. Das führt zu einer Senkung der unverbrannten Kohlenwasserstoffe im Abgas und zu einem raschen Brennende des Gemisches. Beides erhöht den Wirkungsgrad des Motors.
Bei höheren Lasten kann die Ladungsbewegung durch ein späteres Öffnen des Einlassventils wegen des dann herrschenden höheren Unterdrucks ebenfalls intensiviert werden. Die dadurch bedingte hohe Brenngeschwindigkeit bewirkt auch bei höheren Lasten trotz späteren Brennbeginns ein rechtzeitiges Brennende. Dadurch ergeben sich ein niedrigerer Spitzendruck, geringere Klopfnei- gung und geringere Stickoxydbildung, ohne Verbrauchsnachteile in Kauf nehmen zu müssen.
Die dazu erforderliche Verschiebung der Öffnungs- und Schließzeiten der Ein- lass- und gegebenenfalls der Auslassventile lassen sich durch bekannte im Antriebsstrang zwischen Kurbel- und Nockenwelle angeordnete Phasensteller verwirklichen.
Das gleiche gilt für den Teillastbetrieb, wenn z. B. bei den dort vorliegenden kleinen Öffnungswinkeln eine Totpunktüberschneidung (z. B. für interne Abgas- rückführung) angestrebt wird.
Die Ventilhubverstellung kann mit Hilfe eines Raumnockens in Verbindung mit einer axial verschiebbaren Nockenwelle erfolgen. Ein so ausgebildeter dreidimensionaler Nocken, auf dem die Hubinformation abgelegt ist, ermöglicht in Verbindung mit einem entsprechend gestaltenden Abgriffselement einen Linienkontakt. Dadurch wird die Flächenpressung zwischen Raumnocken und Abgriffselement auf ein tolerables Maß reduziert. Bei der Auslegung des Raumnockens kann auch eine Änderung der Phasenlage berücksichtigt werden. Nachteilig ist bei dieser Lösung, dass die Variation von Ventilhub und Phasenlage nicht unabhängig voneinander möglich ist und, dass nur eine Punktberührung zwischen der Raumnockenkontur und dem Ab- griffselement möglich ist. Außerdem ergeben sich bei gekoppelter Phasen- und Axialverstellung in niedrigen Drehzahlbereichen bei vorgegebenen Drehmoment thermodynamisch ungünstige Verhältnisse.
Diese Nachteile werden bei einer unabhängigen Verstellung der Phasen- und Axiallage der Raumnocken vermieden. Außerdem ist dadurch eine bessere Anpassung des Ventiltriebs an den jeweiligen Motortyp möglich.
Ein weiterer Vorteil von getrennten Phasen- und Axialstellern ist die Möglichkeit, die Höhe des Drehmomentmaximums und dessen Lage im nutzbaren Drehzahlbereich zu beeinflussen.
In der DE 100 20 119 A1 ist eine Vorrichtung zur unabhängigen Verstellung der Phasen- und der Axiallage der Raumnocken der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors offenbart, die hydraulisch betrieben wird. Hydraulische Systeme hängen vom Öldruck des Verbrennungsmotors ab, der aber nur bei laufendem Motor zur Verfügung steht. Er baut sich nach dem Motorstart allmählich auf und hängt von der Öltemperatur bzw. Ölviskosität sowie von der Motordrehzahl ab. Dadurch werden Motorstart, Lastannahme und Verstellgeschwindigkeit sowie die Einstellgenauigkeit der Last generell ungünstig beeinflusst.
Aufgabe der Erfindung
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung zur Verstellung der Phasen- und Axiallage von Raumnocken der Nockenwelle eines Verbren- nungsmotors zu schaffen, die in dessen gesamten Betriebsbereich eine für drosselfreie Laststeuerung erforderliche, hohe Einstellgeschwindigkeit und Einstellgenauigkeit der Raumnocken mit möglichst geringem Bauaufwand verwirklicht. Zusammenfassung der Erfindung
Erfindungsgemäß wird die Aufgabe durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Ein entscheidender Vorteil elektromechanischer Verstellsysteme liegt in ihrer raschen und präzisen Verstellbarkeit, die eine Voraussetzung für eine vom Einlassventilhub abhängige Laststeuerung ist.
Da außerdem im Fahrzeug auch bei stehendem Motor durch den Akkumulator elektrische Energie zur Verfügung steht, kann die Nockenwelle durch elektro- mechanische Verstellsysteme schon vor dem Start beziehungsweise unmittelbar nach Startbeginn in die optimale Startposition gebracht werden. Dadurch sind ein sicherer Start, rascher Hochlauf und spontane Lastannahme des Verbrennungsmotors gewährleistet. Unter Verzicht auf einige Vorteile der elekt- romechanischen Phasen- und Ventilhubverstellung kann z. B. auch ein vorhandener hydraulischer Phasenversteller genutzt werden oder im Extremfall sogar ganz entfallen, so dass nur ein elektromechanischer Axialsteller für die Ventilhubverstellung vorliegt.
Eine vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung besteht darin, dass jeder der e- lektromechanischen Steller einen hochdrehenden, bürstenlosen Gleichstrom- Verstellmotor mit einem vorzugsweise gehäusefesten Stator und einem nach- geschalteten, hochuntersetzenden Verstellgetriebe aufweist.
Der hochdrehende Verstellmotor benötigt wenig Platz und belastet das Stromnetz nur geringfügig. Die bürstenlose Ausführung ist weitgehend verschleißfrei und reibungsarm. Der gehäusefeste Stator zeichnet sich durch einfache Strom- Zuführung aus. Die hochuntersetzenden Verstellgetriebe können mehr oder weniger selbsthemmend oder durch Wälzlagerung reibungsarm ausgeführt werden. Selbsthemmung erleichtert die Einhaltung der Regelstellung der No- ckenwelle, geringe Reibung erhöht die Verstellgeschwindigkeit der Nockenwelle und den Wirkungsgrad des Stellers.
Die Vielzahl geeigneter Verstellgetriebe wie z. B. Einfach- oder Doppelinnen- exzentergetriebe, Taumel-, Wolfrom-, Harmoniedrive-, Kegelrad- und Schnek- kengetriebe erleichtert die Anpassung der Steller an unterschiedliche Einbauverhältnisse des Motors.
Eine vorteilhafte Ausbildung der Verstellvorrichtung besteht darin, dass der Phasensteller am Antriebsende und der Axialsteller am freien Ende der Nockenwelle angeordnet sind.
Die getrennte Anordnung der Steller an beiden Nockenwellenenden bietet bauliche Vorteile und die Möglichkeit den Axialsteller nachzurüsten und damit den Verbrennungsmotor nachträglich auf drosselfreien Betrieb umzustellen. Es besteht natürlich auch die Möglichkeit, falls ein Nockenwellenende schon anderweitig besetzt ist, beide Steller an einem Nockenwellenende anzubringen.
Eine vorteilhafte Ausbildung der Erfindung besteht darin, dass das am freien Ende der Nockenwelle angeordnete Verstellgetriebe des Axialstellers als Schneckenradgetriebe mit nachgeschalteter Gewindespindel ausgebildet ist und dass die Verstellmotorwelle senkrecht zur Nockenwelle steht.
Die senkrecht zur Nockenwelle stehende Verstellmotorwelle ergibt eine geringe Baulänge des Axialstellers. Anstelle des Schneckenradgetriebes kann auch ein solches mit Kegel- oder Kronenräder eingesetzt werden. Die Verzahnung mit Kegelräder kann als Spiralverzahnung ohne Achsversatz oder als Hypoidver- zahnung mit Achsversatz ausgeführt werden. Es ist auch möglich, diese Radgetriebestufen durch ein Riemenradgetriebe oder durch ein Kardanwellenge- triebe oder ähnliches zu ersetzen. Dabei muss zum Konstanthalten der Gesamtübersetzung die Übersetzung der Gewindespindel angepasst werden. Es ist vorteilhaft, wenn das Verstellgetriebe des Axialstellers eine Gesamtübersetzung von 1 :15 bis 1 :150 und die Gewindespindel ein Kugelgewinde und deren rotatorische Entkopplung von der Nockenwelle vorzugsweise ein doppelreihiges Schrägkugellager aufweisen.
Das Verstellgetriebe des Axialstellers kann durch eine Gewindespindel mit Trapezgewinde selbsthemmend ausgeführt werden, wodurch die Fixierung von Regellagen der Nockenwellen erleichtert wird. Durch Verwendung eines Kugelgewindes oder eines Transrollgewindes kann die Reibung und damit die Selbsthemmung der Gewindespindel verringert werden.
Zur Reibungsminderung dient auch das doppelreihige Schrägkugellager, das zur rotatorischen Entkopplung der Gewindespindel von der Nockenwelle dient. Auf die Gewindespindel wirken dann noch die axiale Verstellkraft und die aus den Raumnocken resultierenden Axialkräfte.
Als Schiebeführung der Nockenwelle im Zylinderkopf dienen die Nockenwellengleitlager. Auch hier können zur Reibungsminderung Wälzlager in Loslagerung eingesetzt werden.
Als Variante des Axialstellers sind jegliche Art elektromechanischer Phasen- steller denkbar, deren rotatorische Abtriebsbewegung durch eine nachgeschaltete Schrägverzahnung in eine translatorische gewandelt wird.
Eine Reduzierung der axialen Reibung des Axialstellers wird dadurch erreicht, daß zwischen dem Phasensteiler bzw. dessen Bauteil und der axialverschieb- baren Nockenwelle eine Schiebeführung vorgesehen ist, die als Vielkeilwellen- kupplung oder als Kugellagerkupplung ausgebildet ist.
Bei getrennter Anordnung von Phasen- und Axialsteller ist eine Entkopplung der Axialbewegung der Nockenwelle vom Phasensteller erforderlich. Die dazu notwendige Schiebeführung muss das Nockenwellendrehmoment übertragen. Dazu eignet sich z. B. eine spielarme Vielkeilwellenkupplung. Deren geringes Spiel wird durch genaue Fertigung oder durch getrennte und gegeneinander verspannbare oder einstellbare Verzahnungen erreicht. Die reibungsminimierte Kugellagerkupplung, die als Übertragungselement ein Kugellager aufweist, ermöglicht einen leistungsreduzierten und dadurch bauraumsparenden Axialsteller.
Es ist auch denkbar, anstelle der nur kuppelnden Geradverzahnung eine Schrägverzahnung einzusetzen. Dadurch werden Hub- und Phasenverstellung in einem gewissen Verhältnis gekoppelt, was bei gewissen Anwendung zur vorteilhaften Eingrenzung, Erweiterung oder Verschiebung des Winkelverstellbereichs genutzt werden kann.
Zur Kostenreduzierung ist es vorteilhaft, dass der Phasen- und Axialsteller ein gemeinsames Steuergerät aufweisen. Dadurch können z. B. Elektromagnetbe- schaltung, Mikrokontroller und Kommunikationsbausteine gemeinsam genutzt werden.
Zur Regelung des Ventilhubs ist die Erfassung der axialen Lage der Nockenwelle erforderlich. Dazu können eigene Sensoren oder, bei Verwendung bürstenloser Gleichstrommotoren die Signale der Hallsensoren des Verstellmotors des Axialstellers verwendet werden. Durch Auswertung der Anzahl und Rich- tung der Kommutierungssignale ist bei Kenntnis der Lage eines mechanischen Endanschlags (gleich Zählbeginn) die Ermittlung der axialen Lage der Nockenwelle unter Berücksichtigung des Wertes der Gesamtübersetzung einfach zu berechnen. In gleicher Weise kann die Phasenlage der Nockenwelle durch einen eigenen Sensor oder durch die Signale der Hallsensoren des Verstellmo- tors des Phasenstellers folgen.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung der Zeichnungen, in denen Ausführungsbeispiele der Erfindung schematisch dargestellt sind. Dabei zeigen: Figur 1 einen Ventiltrieb mit Ventilhubverstellung mittels Raumnockens einer axial verschiebbare Nockenwelle in Niedriglaststellung;
Figur 1 a den Ventiltrieb nach Figur 1 , jedoch in Volllaststellung;
Figur 2 einen schematisch dargestellten Phasensteller mit gehäusefestem Stator des elektrischen Verstellmotors;
Figur 3 einen schematisch dargestellten Phasensteller, dessen elektri- scher Verstellmotor komplett mitrotiert;
Figur 4 einen schematisch dargestellten Phasensteller, der mit einem Axialsteller über eine rotatorische Entkopplung verbunden ist und dessen Verstellmotor einen gehäusefesten Stator aufweist;
Figur 5 einen schematisch dargestellten Axialsteller, der über eine rotatorische Entkopplung mit der Nockenwelle verbunden ist, und dessen Verstellmotor einen gehäusefesten Stator aufweist;
Figur 6 einen Schnitt durch den Stellmotor und den Schneckentrieb eines Axialstellers;
Figur 7 einen Schnitt B-B durch einen Spindeltrieb des Axialstellers von Figur 6 in Niedriglaststellung;
Figur / _ den Schnitt B-B von Figur 7 in Volllaststellung;
Figur 8 eine Axialentkopplung zwischen einem Phasensteller und einer axial verschiebbaren Nockenwelle in Gestalt einer Vielkeilwel- lenkupplung;
Figur 9 eine Axialentkopplung ähnlich Figur 8, jedoch mit einer Kugellager- Wellenkupplung Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
In Figur 1 ist ein Ventiltrieb 1 mit Ventilhubverstellung über Raumnocken 2 einer axial verschiebbaren Nockenwelle 3 dargestellt. Die Nockenwelle 3 befin- det sich im Niedrighubbereich des Raumnockens 2 und damit im Niedriglastbereich des Verbrennungsmotors.
Der Raumnocken 2 steht im Kontakt mit einem Abgriffselement 4, das eine e- bene Kontaktfläche 5 für den Raumnocken 2 und eine halbkugelförmige Lager- fläche 6 für ein Zwischenelement 7 eines Ventilstößels 8 aufweist. Dieser steht in Druckverbindung mit einem Einlaßventil 9, das in einer Führung 10 geführt und durch eine Ventilfeder 11 auf ihren Ventilsitz 12 in den Zylinderkopf 13 pressbar ist.
Die Figur 1a zeigt den Ventiltrieb 1 der Figur 1 mit der in den Vollhubbereich des Raumnockens 2 verschobenen Nockenwelle 3. Der Vollhubbereich des Raumnockens 2 entspricht der Vollast des Verbrennungsmotors, der Niedrighubbereich der Teillast desselben.
In Figur 2 ist das Schema eines Phasenstellers 43 dargestellt, mit einem Nockenwellenantriebsrad 14, das ein Verstellgetriebe 15 antreibt. Das Verstellgetriebe 15 ist mit der Nockenwelle 3 und einer Verstellwelle 16 verbunden. Die Verstellwelle 16 wird von einem Rotor 17 eines Verstellmotors 18 angetrieben, dessen Stator 19 mit dem Gehäuse 20 fest verbunden ist.
Im Gegensatz zu Figur 2 zeigt Figur 3 das Schema eines Phasenstellers 43' mit einem Verstellmotor 18', der als Ganzes mit dem Stator 19' und dem Rotor 17' rotiert. Der Verstellmotor 18 hat gegenüber dem Verstellmotor 18' den Vorteil einer problemlosen Stromzuführung zum gehäusefesten Stator 19.
Als Verstellgetriebe 15, 15' der Phasensteller 43, 43' kommen vorzugsweise Einfach- oder Doppelinnenexzentergetriebe sowie Taumel-, Wolfrom-, Planeten- oder Harmoniedrivegetriebe in Frage. In Figur 4 ist das Schema eines Phasenstellers 43" dargestellt, der aus einem Axialsteller 21 mit Verstellmotor 18 und einem Bewegungswandler 22 besteht, die über eine rotatorische Entkopplung 23 verbunden sind. Bei dem Bewegungswandler 22 kann es sich um den Mechanismus einer Schrägverzahnung handeln. Umgekehrt ist es auch möglich für einen Axialsteller jegliche Bauform eines elektromechanischen Phasenstellers 43, 43' zu benutzen, bei dem die rotatorische Abtriebsbewegung über den Mechanismus der Schrägverzahnung in eine axiale Verstellbewegung verwandelt wird.
Figur 5 zeigt das Schema eines elektromechanischen Axialstellers 21 der über eine rotatorische Entkopplung 23 mit der Nockenwelle 3 verbunden ist. Der Axialsteller 21 , der einen Verstellmotor 18 aufweist, kann am freien Ende der Nockenwelle 3 separat oder am Antriebsende derselben in Baueinheit mit dem Phasensteller 43 angeordnet sein.
In Figur 6 ist ein Querschnitt durch den Verstellmotor 18 und durch ein Schnek- kengetriebe 24 eines Axialstellers 21 dargestellt. Der Verstellmotor 18 ist ein bürstenloser Gleichstrommotor. Er weist eine Verstell motorwelle 25 auf, die in einem als Festlager ausgebildeten Rillenkugellager 26 und in einem als Losla- ger ausgebildeten Nadellager 27 gelagert ist. Mit der Verstellmotorwelle 25 sind der Rotor 17 und ein Schneckenritzel 28 fest verbunden. Der Stator 19 ist im Gehäuse 20 fest angeordnet. Das Gehäuse 20 wird durch einen Deckel 29 verschlossen. Das Schneckengetriebe 24 weist neben dem Schneckenrit∑el 28 ein Schneckenrad 30 auf, das, wie aus den Figuren 7, 7a hervorgeht, in einem als Festlager ausgebildeten Doppelrillenlager 31 gelagert ist und mit dem Schneckenritzel 28 in Eingriff steht.
Die Figuren 7, 7a zeigen den Schnitt B-B der Figur 6 in Niedrig- und Vollaststellung der Nockenwelle 3. In der Achse des Schneckenrades 30 befindet sich eine Gewindespindel 32, mit einem Trapezgewinde 33, das sich in einem entsprechenden Innengewinde des Schneckenrades 30 bei dessen Drehbewegung axial bewegt. Am anderen Ende der Gewindespindel 32 befindet sich ein als Festlager ausgebildetes, doppelreihiges Schrägkugellager 34. Dieses ist in einem Sackloch 35 der Nockenwelle 3 angeordnet und dient zur Übertragung der axialen Verstellkräfte desselben und als rotatorischen Entkopplung der Nockenwelle 3 von der Gewindespindel 32.
In der Gewindespindel 32 befindet sich ein Längsschlitz 36 von der Länge der Axialverschiebung der Nockenwelle 3. In diesem ist ein Führungsstift 37 mit Spiel angeordnet, der in nicht dargestellten Bohrungen des Gehäuses 20 steckt. Er verhindert ein Mitdrehen der Gewindespindel 32 und ermöglicht so deren axiale Bewegung.
Die Nockenwelle 3 ist in Gleitlagern 38 des Zylinderkopfes 13 gelagert, der vorzugsweise in Aluminiumdruckguss gefertigt ist, das gute Lagereigenschaf- ten aufweist.
In den Figuren 8 und 9 sind das Antriebsende der Nockenwelle 3 mit den Raumnocken 2 dargestellt. Dabei werden das Antriebsrad und der Phasensteller nur durch ein Bauteil 39 angedeutet. Dieses ist an einem als Festlager aus- gebildeten Gleitlager 38 im Zylinderkopf 13 gelagert.
Die Bauteile 39 sind über Schiebeführungen 40, 41 mit der Nockenwelle 3 drehspielfrei verbunden und axial entkoppelt. Die Schiebeführung 40 basiert auf einer Vielkeilwellenkupplung 44, die Schiebefuhrung 41 arbeitet mit einem Kugellager 42 und ist deshalb besonders reibungsarm.
Der erfindungsgemäße Axialsteller 21 funktioniert folgendermaßen:
Bei der Lastvariation über die Ventilhubverstellung mittels Raumnockens 2 muss die Nockenwelle 3 axial verschoben werden. Dazu dient der elektrome- chanische Axialsteller 21. Dessen hochdrehender bürstenloser Verstellmotor 18 treibt über das Schneckenritzel 28 das Schneckenrad 30 an. Die in diesem befindliche Gewindespindel 32 wird, da sie durch denn Führungsstift 37 an einer Drehung gehindert wird, durch die Drehung des Schneckenrades 30 aus demselben heraus- bzw. in dasselbe hineingeschraubt. Diese Axialbewegung der Gewindespindel 32 wird über das doppelreihige Schrägkugellager 34 auf die Nockenwelle 3 übertragen, die sich dank der Schiebeführungen gegenüber dem feststehenden Phasensteller axial verschieben lässt.
Bezugszahlenliste
Ventilhub 32 Gewindespindel Raumnocken 33 Trapezgewinde Nockenwelle 34 Schrägkugellager Abgriffselement 35 Sackloch Kontaktfläche 36 Längsschlitz Lagerfläche 37 Führungsstift Zwischenelement 38 Gleitlager Ventilstößel 39 Bauteil Einlaßventil 40 Schiebeführung Führung 41 Schiebeführung Ventilfeder 42 Kugellager-Wellenkupplung Ventilsitz 43, 43' 43" Phasensteller Zylinderkopf 44 Vielkeilwellenkupplung Nockenwellenantriebsrad Verstellgetriebe Verstellwelle, 17' Rotor, 18' Verstellmotor, 19' Stator Gehäuse Axialsteller Bewegungswandler Rotatorische Entkopplung Schneckengetriebe Verstellmotorwelle Rillenkugellager Nadellager Schneckenritzel Deckel Schneckenrad Doppelrillenlager

Claims

Patentansprüche
1. Vorrichtung zur unabhängigen Verstellung der Phasen- und Axiallage einer Welle, insbesondere der Nockenwelle (3) eines Verbrennungsmotors, mit einem Phasensteller (43) und einem Axialsteller (21 ) sowie mit Raumnocken (2) zur Variation des Ventilhubs, dadurch gekennzeichnet, dass zu- mindest der Axialsteller (21 ) als elektromechanischer Steller ausgebildet ist.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass jeder der elektromechanischen Steller einen hochdrehenden, bürstenlosen Gleichstrom-Versteil motor (18) mit einem vorzugsweise gehäusefesten Stator (19) und einem nachgeschalteten hochuntersetzenden Stellgetriebe (15, 24) aufweist.
3. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Verstellgetriebe (15, 24) beispielsweise als Einfach- oder Doppelinnenexzen- tergetriebe, als Taumel-, Wolfrom-, Planeten-, Harmoniedrive-, Kegelrad- und Schneckengetriebe ausführbar ist.
4. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Phasensteller (43) am Antriebsende und der Axialsteller (21 ) vorzugsweise am frei- en Ende der Nockenwelle (3) angeordnet sind.
5. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das am freien Ende der Nockenwelle (3) angeordnete Verstellgetriebe des Axialstellers (21 ) vorzugsweise als Schneckengetriebe (24) mit nachgeschalteter Ge- windespindel (32) ausgebildet ist und dass die Verstellmotorwelle (25) senkrecht zur Nockenwelle (3) steht.
6. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Verstellgetriebe des Axialstellers (21 ) eine Gesamtübersetzung von vorzugsweise 1 :15 bis 1 :150 aufweist.
7. Vorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Gewindespindel (32) ein Kugelgewinde und deren rotatorische Entkopplung von der Nockenwelle (3) vorzugsweise ein doppelreihiges Schrägkugellager (34) aufweist.
8. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Phasensteller (43) beziehungsweise dessen Bauteil (39) und der axial verschiebbaren Nockenwelle (3) eine Schiebeführung (40, 41 ) vorgesehen ist, die als Vielkeilwellenkupplung (44) oder als Kugellagerkupplung (42) ausgebildet ist. • • '
9. Vorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Phasen- und der Axialsteller (43, 21 ) ein gemeinsames Steuergerät aufweisen.
10. Vorrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass vorzugswei- se die Hallsensoren der VerStellmotoren (18) des Phasen- und Axialstellers (43, 21 ) zur Erfassung der Phasen- und Axiallage der Nockenwelle (3) dienen.
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