WO2007093233A1 - Vorrichtung zur verstellung der relativen drehwinkellage zwischen nockenwelle und antriebsrad - Google Patents

Vorrichtung zur verstellung der relativen drehwinkellage zwischen nockenwelle und antriebsrad Download PDF

Info

Publication number
WO2007093233A1
WO2007093233A1 PCT/EP2006/067606 EP2006067606W WO2007093233A1 WO 2007093233 A1 WO2007093233 A1 WO 2007093233A1 EP 2006067606 W EP2006067606 W EP 2006067606W WO 2007093233 A1 WO2007093233 A1 WO 2007093233A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
gear
camshaft
electric motor
housing
drive wheel
Prior art date
Application number
PCT/EP2006/067606
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Martin Klenk
Joerg Aschoff
Werner Dilger
Helmut Schneider
Georg Mallebrein
Jochen Moench
Torsten Schulz
Steffen Strauss
Michael Botschka
Christian Bertsch
Jens Kreth
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch Gmbh filed Critical Robert Bosch Gmbh
Publication of WO2007093233A1 publication Critical patent/WO2007093233A1/de

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/356—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 making the angular relationship oscillate, e.g. non-homokinetic drive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/352—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using bevel or epicyclic gear

Definitions

  • the invention is based on a device for adjusting the relative rotational angle position between a camshaft of an internal combustion engine and a drive wheel driving the camshaft according to the preamble of claim 1.
  • the drive wheel is rotatably mounted on the camshaft and is rotatably connected to an internally toothed, first ring gear.
  • a likewise internally toothed, second ring gear which is arranged axially adjacent to the first ring gear, is rigidly connected to a shaft part fixed against rotation with the shaft.
  • the ring gears mesh with two coaxial planet wheels, which are firmly connected and mounted on an eccentric.
  • the eccentric is rotatably connected to the rotor of the electric motor and rotatably mounted on the shaft piece.
  • the stator of the electric motor is arranged in a stationary housing.
  • the numbers of teeth of the ring gears and the planet gears are chosen so that there is a self-locking gear ratio.
  • a self-locking gear ratio For example, has a planetary gear 27 teeth, the teeth with this engaged ring gear 29 teeth, the second planetary gear 28 teeth and the combing with this ring gear 30 teeth.
  • the planet gear has a toothing which extends over the entire width of the two internal gears of the hollow wheels and meshes with them.
  • the Ring gears provided with different numbers of teeth.
  • the actuating gear is designed as a coupled planetary gear and includes a fixedly connected to the drive wheel, internally toothed, first ring gear, a fixedly connected to the camshaft, internally toothed, second ring gear, a sun gear and several planetary gears.
  • the sun gear is non-rotatably mounted on the output shaft of a stationary electric motor, and the planetary gears offset by equal circumferential angles mesh on the one hand with the sun gear and on the other hand with the two internal gears of the axially adjacent ring gears.
  • the output side ie the non-rotatably connected to the camshaft, second ring gear has a larger number of teeth than the drive side, so rotatably connected to the drive wheel, the first ring gear.
  • the larger number of teeth of the second ring gear is achieved by a profile shift, but the diameter of the root circle of the toothing and the toothing module remain unchanged and the second ring gear is in mesh with the planetary gears. If the electric motor is de-energized, the rotation of the drive wheel is transmitted synchronously to the camshaft via the two ring gears. A phase shift of Camshaft, so the change in its angular position relative to the drive wheel is introduced via the central sun gear, which rotates with energizing the electric motor.
  • the inventive device for adjusting the relative rotational angular position between the camshaft and the drive wheel driving them with the features of claim 1 has the advantage that the design of the housing of the co-rotating with the camshaft electric motor as a functional part of the actuating gear a simplified structure of the actuating gear and a compact installation space saving design of the device is achieved.
  • the housing takes over the non-rotatable
  • Plus gear is a ring gear meshing with planet gears.
  • the actuating gear is designed as a modified eccentric gear and has a rotatably mounted on the cam shaft, rotatably connected to the rotor eccentric and a non-rotatably connected to the camshaft, internally toothed ring gear, and a meshing with the ring gear, externally toothed spur gear, its number of teeth at least "1" smaller than the number of teeth of the ring gear.
  • the spur gear is rotatably mounted on the eccentric and is fixed to the housing of the electric motor non-rotatable and radially displaceable.
  • a cycloidal gearing is executed between the spur gear and the ring gear, in which the teeth of the
  • Ring gear as circular elements and the teeth of the spur gear are formed as cycloids.
  • maximum ratios are in the range 1:50 to 1:70.
  • the actuating gear is designed as an open positive gear and has a rotatably seated on the camshaft, internally toothed, first ring gear, a rotatably connected to the housing, internally toothed, second ring gear and at least one intermeshing with the two ring gears planetary gear is rotatably supported on a planet carrier.
  • the planet carrier is firmly connected to the rotor of the electric motor. Between the two ring gears there is a difference in number of teeth, which is at least "1", preferably equal to the number of planet gears or a multiple thereof.
  • Fig. 1 shows a camshaft adjusting device with a
  • Fig. 2 is a cam adjusting device with a trained as an open plus gear actuator.
  • a camshaft 11 is driven with valve drive cam for actuating the lift valves in a combustion cylinder via a drive wheel 12 in the form of a sprocket of a crankshaft.
  • a relative displacement between the crankshaft and the camshaft 11 is dependent on the respective rotational speed and the load of the internal combustion engine, which on the one hand increases the performance of the internal combustion engine and on the other hand minimizes fuel consumption.
  • an adjusting device which is able to change the relative angular position between the camshaft 11 and the drive wheel 12.
  • the adjusting device has an actuating gear 13 arranged between drive wheel 12 and camshaft 11 and an electric motor 14.
  • the electric motor 14 which is designed in the embodiment of FIGS. 1 and 2 as Scheiben ownedr- or Axialpoundmotor, has a housing 15 with a thereto fixed stator 16 and a rotor 15 rotating in the housing 17, which is rotatably supported on a protruding into the housing 15 shaft portion 111 of the camshaft 11. On the same shaft portion 111 and the housing 15 with stator 16 by means of a rolling bearing 23 is rotatably mounted. Of the stator 16, only the permanent magnet poles 161 are shown. On the representation of the armature winding of the rotor 17 has been omitted. Instead of the Axial Wegmotors but also a radial flux motor can be used.
  • a commutation of the armature winding via a commutator (DC motor) or by an electronics (EC motor) is made.
  • DC motor commutator
  • EC motor electronics
  • the actuating mechanism 13 is covered by a protective cap 24, which abuts with its cap edge 241 on the housing 15 of the electric motor 14 and the camshaft 11 encloses a central recess 242 with a sliding seal.
  • the actuating gear 13 is designed as a modified eccentric gear.
  • the eccentric gear has a rotatably seated on the shaft portion 111 of the camshaft 11 eccentric sleeve 18 with an integrally formed thereon eccentric 181, the center axis relative to the axis of the camshaft 11 and the eccentric sleeve 18 coaxial therewith has an eccentricity.
  • the eccentric sleeve 18 is rotatably connected to the rotor 17 of the electric motor 14. With the camshaft 11, a ring gear 19 is rotatably connected, which carries an internal toothing 191.
  • a spur gear 20 is rotatably mounted with an outer toothing 201.
  • the spur gear 20 carries two axially projecting, diametrically arranged pin 21, one of which in each case one of two diametrically arranged in the housing 15 of the electric motor 14, radial recesses 22 is guided radially displaceable.
  • the outer teeth 201 of the spur gear 20 is in meshing engagement with the internal teeth 191 of the ring gear 19.
  • the number of teeth of the outer teeth 201 is chosen so that it is at least "1" less than the number of teeth of the internal teeth 191. As a result, a gear reduction is achieved, which is dependent on the number of teeth and the number of teeth.
  • the external toothing 201 of the spur gear 20 has fifty teeth and the internal toothing 191 of the ring gear 19 has fifty-one teeth, resulting in a reduction ratio of -1: 50.
  • the overall efficiency of the transmission which is dependent on reduction, is chosen so that it is less than 0.5 and thus the eccentric gear is self-locking when the electric motor 14 is de-energized.
  • the operation of the adjusting device is as follows:
  • the drive wheel 12 rotates when the electric motor 14 is de-energized, its rotation is transmitted by the self-locking eccentric gear 1: 1 to the camshaft 11, so that it rotates at the same speed as the drive wheel 12. If now the electric motor 14 is energized, there is a short-term speed change of the rotor 17 relative to the camshaft 11 and drive wheel 12. Due to the gear reduction takes place a slow and steadily increasing relative rotation between the housing 15 and ring gear 19 and thus between the drive wheel 12 and camshaft 11, including several revolutions of the rotor 17 are necessary. If the electric motor 14 is de-energized again, the relative change in the rotational angle position of the camshaft 11 relative to the ring gear 12 remains get and drive wheel 12 and camshaft 11 turn again at the same speed.
  • a balance weight can still be provided in the eccentric gear, which compensates for a resulting from the eccentric movement of the spur gear 20 imbalance.
  • a spur gear 20 identically formed, second spur gear rotatably mounted on the eccentric 181 of the eccentric sleeve 18 which offset by 180 ° relative to the spur gear 20 on the housing 15 - as well as the spur gear 20 - is fixed non-rotatably and radially displaceable and meshes with the internal teeth 191 of the ring gear 19.
  • the illustrated in Fig. 2 embodiment of the adjusting device for adjusting the relative rotational angle position between the camshaft 11 and drive wheel 12 differs from that shown in Fig. 1 and described above adjusting device only in terms of the design of the adjusting gear 13 so that the same components are provided with the same reference numerals ,
  • the actuating gear 13 is designed here as an open plus gear, again - as in the eccentric gear in Fig. 1 - the housing 15 of the electric motor 14 forms a functional component of the positive gear.
  • Plus transmission has a non-rotatably seated on the camshaft 11, output side, first ring gear 29 with an internal toothing 291 and a rotatably connected to the housing 15 of the electric motor 14, preferably formed on the housing 15, drive-side second ring gear 30 with an internal gear 301 and a plurality of planet gears 31st on, which are in meshing engagement with the internal teeth 291 and 301 of the two ring gears 29, 30.
  • the planet gears 31, whose Number preferably three to five amounts are rotatably received on bearing journals 32 which are offset by equal circumferential angle to each other on a camshaft 11 concentrically surrounding Planetenradtrager 33 are arranged axially projecting.
  • the Planetenradtrager 33 is rotatably connected to the rotor 17 of the electric motor 14.
  • the internal teeth 291, 301 of the two Hohlrader 29, 30 are designed so that the tooth number difference between the ring gears 29, 30 amounts to at least "1". This will turn a large gear reduction and a
  • a tooth number difference is selected which corresponds to the number of planet wheels 31 or a multiple thereof, whereby a simple construction of the adjusting gear 13 is achieved.
  • each of the three planet wheels 31 has twelve teeth, the first ring gear 29 ninety teeth, and the second ring gear thirty-three ninety-three teeth.
  • the larger number of teeth of the second ring gear 30 is achieved by a profile shift by the profile reference line of the toothing of the ring gear 29 is moved starting from the pitch circle diameter in the direction Matt Vietnamese chorer the teeth until the desired larger number of teeth is reached.
  • the diameter of the root circle of the toothing for the ring gear 30 and the toothing module remain unchanged and equal to those of the first ring gear 29, so that the two hollow wheels 29, 30 in
  • the operation of the adjusting device according to FIG. 2 is identical to that described with reference to FIG.
  • the electric motor 14 has the same structure as the electric motor 14 in FIG. 1, wherein the second ring gear 30 connected to the housing 15 of the electric motor 14 in a rotationally fixed manner is preferably formed as a unit with the housing 15.
  • the number of teeth of the two hollow wheels 29, 30 can be reversed, so that the first ring gear 29 each having the larger number of teeth. In this case, turning the camshaft 11 only reverses its direction of rotation.

Abstract

Es wird eine Vorrichtung zur Verstellung der relativen Drehwinkellage zwischen einer Nockenwelle (11) einer Brennkraftmaschine und einem diese antreibenden Antriebsrad (12) angegeben, die ein zwischen Antriebsrad (12) und Nockenwelle (11) angeordnete Stellgetriebe (13) und einen Elektromotor (14) mit einem in einem Gehäuse (15) aufgenommenen Stator (16) und einem in das Stellgetriebe (13) eingreifenden, auf der Nockenwelle (11) drehbar abgestützten Rotor (17) aufweist. Zur Erzielung eines vereinfachten Aufbaus des Stellgetriebes (13) und einer kompakten, einbauraumsparenden Bauform ist das Gehäuse (15) des Elektromotors (14) drehbar auf der Nockenwelle (11) gelagert und mit dem Antriebsrad (12) drehfest verbunden und bildet eine Komponente des Stellgetriebes (13).

Description

Vorrichtung zur Verstellung der relativen Drehwinkellage zwischen Nockenwelle und Antriebsrad
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus von einer Vorrichtung zur Verstellung der relativen Drehwinkellage zwischen einer Nockenwelle einer Brennkraftmaschine und einem die Nockenwelle antreibenden Antriebsrad nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Bei einer bekannten Verstellvorrichtung zur Relativverstellung einer Nockenwelle einer Brennkraftmaschine gegenüber dem sie antreibenden Antriebsrad (DE 41 10 195 Al) sitzt das Antriebsrad drehbar auf der Nockenwelle und ist drehfest mit einem innenverzahnten, ersten Hohlrad verbunden. Ein ebenfalls innenverzahntes, zweites Hohlrad, das axial neben dem ersten Hohlrad angeordnet ist, ist starr mit auf einem mit der Welle drehfesten Wellenstück verbunden. Die Hohlräder kämmen mit zwei koaxialen Planetenrädern, die fest miteinander verbunden und auf einem Exzenter gelagert sind. Der Exzenter ist drehfest mit dem Rotor des Elektromotors verbunden und auf dem Wellenstück drehbar gelagert. Der Stator des Elektromotors ist in einem ortsfesten Gehäuse angeordnet. Die Zähnezahlen der Hohlräder und der Planetenräder sind so gewählt, dass sich eine selbsthemmende Getriebeübersetzung ergibt. Beispielweise besitzt das eine Planetenrad 27 Zahne, das mit diesem in Eingriff stehende Hohlrad 29 Zahne, das zweite Planetenrad 28 Zahne und das mit diesem kammende Hohlrad 30 Zahne. Ist der Elektromotor nicht bestromt, so drehen sich wegen der Selbsthemmung des Übersetzungsgetriebes Antriebsrad und Nockenwelle synchron, also gleich schnell. Bei einer Bestromung des Elektromotors erfolgt ein kurzzeitiger, schnellerer oder langsamerer Lauf des Rotors gegenüber Nockenwelle und Antriebsrad. Aufgrund der Getriebeubersetzung erfolgt über mehrere Umdrehungen des Rotors hinweg eine langsame und stetige Relativverdrehung der beiden Hohlrader zueinander und damit eine Änderung der Drehwinkellage zwischen Nockenwelle und Antriebsrad.
Bei einer bekannten Vorrichtung zum geregelten Verstellen der relativen Drehlage zwischen einer Kurbelwelle und einer Nockenwelle einer Brennkraftmaschine (DE 103 23 705 Al) weist das zwischen dem von der Kurbelwelle angetriebenen Antriebsrad und der Nockenwelle angeordnete Stellgetriebe ein mit dem Antriebsrad drehfest verbundenes, innenverzahntes, erstes Hohlrad und ein mit der Nockenwelle drehfest verbundenes, innenverzahntes, zweites Hohlrad sowie ein Planetenrad auf, das auf einem Exzenter einer Exzenterwelle mittels eines Lagers gelagert ist. Die Exzenterachse, um die das Planetenrad drehen kann, besitzt zur Drehachse der Exzenterwelle eine Exzentritat. Die Exzenterwelle ist von einem raumlich feststehenden Elektromotor antreibbar. Das Planetenrad besitzt eine Verzahnung, die sich über die gesamte Breite der beiden Innenverzahnungen der Hohlrader erstreckt und mit diesen kämmt. Um eine Untersetzung zwischen der ersten Getriebestufe mit dem ersten Hohlrad und der zweiten Getriebestufe mit dem zweiten Hohlrad zu erzielen, sind die Hohlräder mit unterschiedlichen Zähnezahlen versehen. Bei unbestromtem Elektromotor laufen infolge der Selbsthemmung des Stellgetriebes die Hohlräder mit dem Planetenrad im Block um, und die Nockenwelle dreht synchron mit dem Antriebsrad. Bei Bestromung des Elektromotors ändert sich die Phasenlage zwischen den Hohlrädern und damit die Drehwinkellage zwischen Antriebsrad und Nockenwelle.
Bei einer bekannten Vorrichtung zur relativen Winkel- Verstellung zwischen einem antreibenden Antriebsrad und einer mit diesem antriebsverbundenen, synchron rotierenden Nockenwelle (DE 103 15 151 Al) ist das Stellgetriebe als gekoppeltes Planetengetriebe ausgeführt und umfasst ein fest mit dem Antriebsrad verbundenes, innenverzahntes, erstes Hohlrad, ein fest mit der Nockenwelle verbundenes, innenverzahntes, zweites Hohlrad, ein Sonnenrad und mehrere Planenteräder. Das Sonnenrad sitzt drehfest auf der Abtriebswelle eines ortsfesten Elektromotors, und die um gleiche Umfangswinkel zueinander versetzt angeordneten Planentenräder kämmen einerseits mit dem Sonnenrad und andererseits mit den beiden Innenverzahnungen der axial nebeneinander angeordneten Hohlräder. Das abtriebseitige, also das drehfest mit der Nockenwelle verbundene, zweite Hohlrad besitzt eine größere Zähnezahl als das antriebsseitige, also mit dem Antriebsrad drehfest verbundene, erste Hohlrad. Die größere Zähnezahl des zweiten Hohlrads wird durch eine Profilverschiebung erzielt, wobei jedoch der Durchmesser des Fußkreises der Verzahnung und der Verzahnungsmodul unverändert bleiben und das zweite Hohlrad im Kämmeingriff mit den Planetenrädern steht. Ist der Elektromotor stromlos, so wird die Rotation des Antriebsrads über die beiden Hohlräder synchron auf die Nockenwelle übertragen. Eine Phasenverschiebung der Nockenwelle, also die Veränderung ihrer Drehwinkellage relativ zum Antriebsrad, wird über das zentrale Sonnenrad eingeleitet, das mit Bestromen des Elektromotors dreht.
Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße Vorrichtung zur Verstellung der Relativdrehwinkellage zwischen Nockenwelle und dem diese antreibenden Antriebsrad mit den Merkmalen des Anspruchs 1 hat den Vorteil, dass durch die Ausbildung des Gehäuses des mit der Nockenwelle mitdrehenden Elektromotors als Funktionsteil des Stellgetriebes ein vereinfachter Aufbau des Stellgetriebes und eine kompakte, Einbauraum sparende Bauform der Vorrichtung erreicht wird. Innerhalb des Stellgetriebes übernimmt das Gehäuse die drehfeste
Ankopplung des Antriebsrads an ein Getrieberad, das bei der Ausbildung des Stellgetriebes als modifiziertes Exzentergetriebe ein Stirnrad ist, das drehbar auf einem von dem Rotor des Elektromotors angetriebenen Exzenter sitzt, und bei einer Ausbildung des Stellgetriebes als offenes
Plusgetriebe ein mit Planetenrädern kämmendes Hohlrad ist.
Durch die in den weiteren Ansprüchen aufgeführten Maßnahmen sind vorteilhafte Weiterbildungen und Verbesserungen der im Anspruch 1 angegebenen Vorrichtung möglich.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist das Stellgetriebe als modifiziertes Exzentergetriebe konzipiert und weist einen auf der Nockenwelle drehbar sitzenden, mit dem Rotor drehfest verbundenen Exzenter und ein mit der Nockenwelle drehfest verbundenes, innenverzahntes Hohlrad, sowie ein mit dem Hohlrad kämmendes, außenverzahntes Stirnrad auf, dessen Zähnezahl um mindestens "1" kleiner ist als die Zähnezahl des Hohlrads. Das Stirnrad sitzt drehbar auf dem Exzenter und ist am Gehäuse des Elektromotors undrehbar und radial verschieblich festgelegt. Durch diese Ausführung des Stellgetriebes wird bei kleinem Bauraum der Vorrichtung in axialer Richtung eine hohe Untersetzung und eine hohe Leistungsdichte erreicht. Um den geringen
Zähnezahlunterschied von vorzugsweise "1" zu erreichen, ist zwischen Stirnrad und Hohlrad eine Zykloiden- Triebstockverzahnung ausgeführt, bei der die Zähne des
Hohlrads als Kreiselemente und die Zähne des Stirnrads als Zykloiden ausgebildet sind. Mit dem Exzentergetriebe vorteilhaft zu realisierende, maximale Untersetzungen liegen im Bereich 1:50 bis 1:70.
Gemäß einer alternativen Ausführungsform der Erfindung ist das Stellgetriebe als offenes Plusgetriebe konzipiert und weist ein auf der Nockenwelle drehfest sitzendes, innenverzahntes, erstes Hohlrad, ein mit dem Gehäuse drehfest verbundenes, innenverzahntes, zweites Hohlrad und mindestens ein mit den beiden Hohlrädern kämmendes Planetenrad auf, das auf einem Planetenradträger drehbar gehalten ist. Der Planetenradträger ist fest mit dem Rotor des Elektromotors verbunden. Zwischen den beiden Hohlrädern besteht eine Zähnezahldifferenz, die mindestens "1" beträgt, vorzugsweise der Anzahl der Planetenräder oder einem Vielfachen davon entspricht. Mit diesem Stellgetriebe können unendlich große Untersetzungen erreicht werden, sowie ein Gesamtwirkungsgrad, der kleiner als 0,5 ist, so dass wiederum eine Selbsthemmung des Getriebes bei stromlosem Elektromotor vorhanden ist. Ze i chnung
Die Erfindung ist anhand von in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen jeweils im schematisierten Längsschnitt :
Fig. 1 eine Nockenwellenverstellvorrichtung mit einem als
Exzentergetriebe ausgebildeten Stellgetriebe,
Fig. 2 eine Nockenverstellvorrichtung mit einem als offenes Plusgetriebe ausgebildeten Stellgetriebe.
Beschreibung der Ausführungsbeispiele
Bei einer Brennkraftmaschine ist eine Nockenwelle 11 mit Ventilantriebsnocken zur Betätigung der Hubventile in einem Verbrennungszylinder über ein Antriebsrad 12 in Form eines Kettenrads von einer Kurbelwelle angetrieben. Zur optimalen Ausnutzung der Brennkraftmaschine wird eine von der jeweiligen Drehzahl und der Last der Brennkraftmaschine abhängige Relativverstellung zwischen der Kurbelwelle und der Nockenwelle 11 vorgenommen, wodurch einerseits die Leistungsfähigkeit der Brennkraftmaschine erhöht und andererseits der Kraftstoffverbrauch minimiert wird. Hierzu dient eine Verstellvorrichtung, die die relative Drehwinkellage zwischen der Nockenwelle 11 und dem Antriebsrad 12 zu ändern vermag. Die Verstellvorrichtung weist ein zwischen Antriebsrad 12 und Nockenwelle 11 angeordnetes Stellgetriebe 13 und einen Elektromotor 14 auf. Der Elektromotor 14, der im Ausführungsbeispiel der Fig. 1 und 2 als Scheibenläufer- oder Axialflussmotor konzipiert ist, hat ein Gehäuse 15 mit einem daran festgelegten Stator 16 und einen im Gehäuse 15 rotierenden Rotor 17, der auf einem in das Gehäuse 15 hineinragenden Wellenabschnitt 111 der Nockenwelle 11 drehbar abgestützt ist. Auf dem gleichen Wellenabschnitt 111 ist auch das Gehäuse 15 mit Stator 16 mittels eines Wälzlagers 23 drehbar gelagert. Von dem Stator 16 sind lediglich die Permanentmagnetpole 161 dargestellt. Auf die Darstellung der Ankerwicklung des Rotors 17 ist verzichtet worden. Anstelle des Axialflussmotors kann aber auch ein Radialflussmotor eingesetzt werden. In beiden Fällen ist eine Kommutierung der Ankerwicklung über einen Kommutator (DC-Motor) oder durch eine Elektronik (EC-Motor) vorgenommen. Auf dem Gehäuse 15 des Elektromotors 14 ist das Antriebsrad 12 befestigt. Das Stellgetriebe 13 ist von einer Schutzkappe 24 abgedeckt, die mit ihrem Kappenrand 241 am Gehäuse 15 des Elektromotors 14 anliegt und mit einer zentralen Ausnehmung 242 die Nockenwelle 11 gleitdichtend umschließt.
Im Ausführungsbeispiel der Fig. 1 ist das Stellgetriebe 13 als modifiziertes Exzentergetriebe ausgeführt. Das Exzentergetriebe weist eine auf dem Wellenabschnitt 111 der Nockenwelle 11 drehbar sitzende Exzenterhülse 18 mit einem daran einstückig ausgebildeten Exzenter 181 auf, dessen Mittenachse gegenüber der Achse der Nockenwelle 11 und der damit koaxialen Exzenterhülse 18 eine Exzentrität hat. Die Exzenterhülse 18 ist drehfest mit dem Rotor 17 des Elektromotors 14 verbunden. Mit der Nockenwelle 11 ist drehfest ein Hohlrad 19 verbunden, das eine Innenverzahnung 191 trägt. Auf dem Exzenter 181 der Exzenterhülse 18 ist ein Stirnrad 20 mit einer Außenverzahnung 201 drehend gelagert. Das Stirnrad 20 trägt zwei axial vorstehende, diametral angeordnete Zapfen 21, von denen jeweils einer in einer von zwei im Gehäuse 15 des Elektromotors 14 diametral angeordneten, radialen Aussparungen 22 radial verschieblich geführt ist. Die Außenverzahnung 201 des Stirnrads 20 steht mit der Innenverzahnung 191 des Hohlrads 19 im Zahneingriff. Die Zähnezahl der Außenverzahnung 201 ist dabei so gewählt, dass sie um mindestens "1" geringer ist als die Zähnezahl der Innenverzahnung 191. Dadurch wird eine Getriebeuntersetzung erzielt, die abhängig ist von der Zähnezahldifferenz und der Absolutzähnezahl . Beispielhaft hat die Außenverzahnung 201 des Stirnrads 20 fünfzig Zähne und die Innenverzahnung 191 des Hohlrads 19 einundfünfzig Zähne, wodurch sich eine Untersetzung von -1:50 ergibt. Der Gesamtwirkungsgrad des Getriebes, der untersetzungsabhängig ist, wird dabei so gewählt, dass er kleiner 0,5 ist und somit das Exzentergetriebe bei stromlosem Elektromotor 14 selbsthemmend ist.
Die Wirkungsweise der Verstellvorrichtung ist wie folgt:
Rotiert bei stromlosem Elektromotor 14 das Antriebsrad 12, so wird dessen Drehung durch das selbsthemmende Exzentergetriebe 1:1 auf die Nockenwelle 11 übertragen, so dass diese mit gleicher Drehzahl wie das Antriebsrad 12 rotiert. Wird nunmehr der Elektromotor 14 bestromt, so erfolgt eine kurzzeitige Drehzahlveränderung des Rotors 17 gegenüber Nockenwelle 11 und Antriebsrad 12. Aufgrund der Getriebeuntersetzung erfolgt eine langsame und stetig zunehmende Relativverdrehung zwischen Gehäuse 15 und Hohlrad 19 und damit zwischen Antriebsrad 12 und Nockenwelle 11, wozu mehrere Umdrehungen des Rotors 17 notwendig sind. Wird der Elektromotor 14 wieder stromlos geschaltet, so bleibt die relative Veränderung der Drehwinkellage der Nockenwelle 11 gegenüber dem Hohlrad 12 erhalten und Antriebsrad 12 und Nockenwelle 11 drehen wieder gleich schnell.
Wie nicht weitere dargestellt ist, kann im Exzentergetriebe noch ein Ausgleichsgewicht vorgesehen werden, das eine durch die exzentrische Bewegung des Stirnrads 20 entstehende Unwucht kompensiert. Beispielsweise kann hierzu ein zum Stirnrad 20 identisch ausgebildetes, zweites Stirnrad drehbar auf dem Exzenter 181 der Exzenterhülse 18 angeordnet sein, das um 180° gegenüber dem Stirnrad 20 versetzt an dem Gehäuse 15 - ebenso wie das Stirnrad 20 - undrehbar und radial verschieblich festgelegt ist und mit der Innenverzahnung 191 des Hohlrad 19 kämmt.
Das in Fig. 2 dargestellte Ausführungsbeispiel der Verstellvorrichtung zur Verstellung der relativen Drehwinkellage zwischen Nockenwelle 11 und Antriebsrad 12 unterscheidet sich von der in Fig. 1 dargestellten und vorstehend beschriebenen Verstellvorrichtung nur hinsichtlich der Ausführung des Stellgetriebes 13, so dass gleiche Bauteile mit gleichen Bezugszeichen versehen sind. Das Stellgetriebe 13 ist hier als offenes Plusgetriebe ausgeführt, wobei wiederum - wie bei dem Exzentergetriebe in Fig. 1 - das Gehäuse 15 des Elektromotors 14 eine Funktionskomponente des Plusgetriebes bildet. Das
Plusgetriebe weist ein an der Nockenwelle 11 drehfest sitzendes, abtriebsseitiges, erstes Hohlrad 29 mit einer Innenverzahnung 291 und ein drehfest mit dem Gehäuse 15 des Elektromotors 14 verbundenes, vorzugsweise am Gehäuse 15 angeformtes, antriebsseitiges, zweites Hohlrad 30 mit einer Innenverzahnung 301 sowie mehrere Planetenräder 31 auf, die mit den Innenverzahnungen 291 und 301 der beiden Hohlräder 29, 30 im Zahneingriff stehen. Die Planetenräder 31, deren Zahl vorzugsweise drei bis fünf betragt, sind auf Lagerzapfen 32 drehbar aufgenommen, die um gleiche Umfangswinkel zueinander versetzt an einem die Nockenwelle 11 konzentrisch umgebenden Planetenradtrager 33 axial abstehend angeordnet sind. Der Planetenradtrager 33 ist drehfest mit dem Rotor 17 des Elektromotors 14 verbunden. Die Innenverzahnungen 291, 301 der beiden Hohlrader 29, 30 sind so ausgeführt, dass die Zahnezahldifferenz zwischen den Hohlradern 29, 30 mindestens "1" betragt. Hierdurch wird wiederum eine große Getriebeuntersetzung und eine
Selbsthemmung des Stellgetriebes 13 erreicht. Vorzugsweise wird eine Zahnezahldifferenz gewählt, die der Anzahl der Planetenrader 31 oder einem Vielfachen davon entspricht, wodurch ein einfacher Aufbau des Stellgetriebes 13 erzielt wird. In einem Ausfuhrungsbeispiel weisen die drei
Planetenrader 31 jeweils zwölf Zahne, das erste Hohlrad 29 vierzig Zahne und das zweite Hohlrad 30 dreiundvierzig Zahne auf, womit eine Übersetzung i=14,3 besteht. Für eine Übersetzung von i=31 besitzt jedes der drei Planetenrader 31 zwölf Zahne, das erste Hohlrad 29 neunzig Zahne und das zweite Hohlrad 30 dreiundneunzig Zahne. Die größere Zahnezahl des zweiten Hohlrads 30 wird durch eine Profilverschiebung erzielt, indem die Profilbezugslinie der Verzahnung des Hohlrads 29 ausgehend vom Teilkreisdurchmesser in Richtung Fußkreisdurchmesser der Verzahnung so verschoben wird, bis die gewünschte größere Zahnezahl erreicht ist. Dabei bleiben der Durchmesser des Fußkreises der Verzahnung für das Hohlrad 30 und der Verzahnungsmodul unverändert und gleich denen des ersten Hohlrads 29, so dass die beiden Hohlrader 29, 30 im
Kammeingriff mit den Planetenradern 31 stehen können. Mit einer fertigungstechnisch etwas aufwendigeren Getriebeausfuhrung lasst sich auch eine Zahnedifferenz von "1" zwischen den beiden Hohlradern 29, 30 realisieren. Hierzu muss jedes auf einem Lagerzapfen 32 drehende Planetenrad 31 in zwei aufeinandersitzende, miteinander fest verbundene Teilrader unterteilt werden, die die gleiche Zahnezahl aufweisen, aber gegeneinander um 1/3 Zahnteilung verdreht sind. Jeweils ein Teilrad kämmt mit einem der beiden Hohlrader 29, 30. Hat das erste Hohlrad 29 neunzig Zahne, das zweite Hohlrad 30 einundneunzig Zahne und jedes der Planeten-Teilrader zwölf Zahne, so ergibt sich eine Übersetzung i=91.
Die Wirkungsweise der Verstellvorrichtung gemäß Fig. 2 ist identisch mit der zu Fig. 1 beschriebenen. Der Elektromotor 14 besitzt den gleichen Aufbau wie der Elektromotor 14 in Fig. 1, wobei das mit dem Gehäuse 15 des Elektromotors 14 drehfest verbundene, zweite Hohlrad 30 vorzugsweise ein- stuckig mit dem Gehäuse 15 ausgebildet ist.
Bei dem vorstehend beschriebenen Plusgetriebe kann die Zahnezahl der beiden Hohlrader 29, 30 vertauscht werden, so dass das erste Hohlrad 29 jeweils die größere Zahnezahl aufweist. In diesem Fall kehrt sich beim Verdrehen der Nockenwelle 11 lediglich deren Drehrichtung um.

Claims

Ansprüche
1. Vorrichtung zur Verstellung der relativen Drehwinkellage zwischen einer Nockenwelle (11) einer Brennkraftmaschine und einem die Nockenwelle
(11) antreibenden Antriebsrad (12), mit einem zwischen Antriebsrad (12) und Nockenwelle (11) angeordneten Stellgetriebe (13) und einem Elektromotor (14), der einen in einem Gehäuse (15) aufgenommenen Stator (16) und einen in das
Stellgetriebe (13) eingreifenden Rotor (17) aufweist, der drehbar auf der Nockenwelle (11) abgestützt ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Gehäuse (15) drehfest mit dem Antriebsrad (12) verbunden ist und eine Komponente des
Stellgetriebes (13) bildet.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Gehäuse (15) des Elektromotors (14) auf der Nockenwelle (11) drehbar gelagert ist.
3. Vorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Stellgetriebe (13) einen auf der Nockenwelle (11) drehbar sitzenden, mit dem Rotor (17) drehfest verbundenen Exzenter (181), ein mit der Nockenwelle (11) drehfest verbundenes, innenverzahntes Hohlrad (19) und ein mit dem Hohlrad (19) kämmendes, außenverzahntes Stirnrad (20) mit einer um mindestens "1" gegenüber der Zähnezahl des Hohlrads (19) kleineren Zähnezahl aufweist, und dass das Stirnrad (20) drehbar auf dem Exzenter (181) sitzt und am Gehäuse (15) des Elektromotors (14) undrehbar und radial verschieblich festgelegt ist.
4. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass am Stirnrad (20) mindestens ein axial abstehender Zapfen (21) und im Gehäuse
(15) des Elektromotors (14) mindestens eine radiale Aussparung (22) angeordnet ist, in der der Zapfen (22) radial verschieblich geführt aufgenommen ist.
5. Vorrichtung nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass ein mit Exzenterdrehzahl rotierendes Ausgleichsgewicht zur Kompensation der durch die exzentrische Bewegung des Stirnrads (20) auftretenden Unwucht vorgesehen ist.
6. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass ein auf dem Exzenter (181) zum Stirnrad (20) identisch ausgebildetes zweites Stirnrad drehbar angeordnet ist, das um 180° gegenüber dem ersten Stirnrad (20) an dem Gehäuse
(15) des Elektromotors (14) undrehbar und radial verschieblich festgelegt ist und mit der Innenverzahnung (191) des Hohlrads (19) kämmt.
7. Vorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Stellgetriebe (13) ein mit der Nockenwelle (11) drehfest verbundenes, innenverzahntes, erstes Hohlrad (29), ein mit dem Gehäuse (15) des Elektromotors (14) drehfest verbundenes, innenverzahntes, zweites Hohlrad (30) und mindestens ein mit den beiden Hohlrädern (29, 30) kämmendes Planetenrad (31) aufweist, das auf einem Planetenradträger (33) drehbar gehalten ist, und dass der Planetenradträger (33) drehfest mit dem Rotor (17) des Elektromotors (14) verbunden ist und zwischen den beiden Hohlrädern (29, 30) eine Zähnezahldifferenz von mindestens "1" besteht.
8. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass mehrere Planetenräder (31), vorzugsweise drei bis fünf Planetenräder (31), vorgesehen sind, die auf um gleiche Umfangswinkel zueinander ver- setzt am Planetenradträger (33) axial abstehenden Lagerzapfen (32) drehbar aufgenommen sind.
9. Vorrichtung nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass jedes Planetenrad (31) senkrecht zur Planetenradachse in zwei miteinander fest verbundene, gegeneinander verdrehte Planeten- Teilräder unterteilt ist, von denen jeweils ein Planeten-Teilrad mit einem der beiden Hohlräder (29, 30) in Zahneingriff steht.
10. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Hohlrad
(30) einstückig mit dem Gehäuse (15) des Elektromotors (14) ausgebildet ist.
11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass als Elektromotor (14) ein Scheibenläufer- oder Axialflussmotor eingesetzt ist .
12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass das Stellgetriebe (13) von einer Schutzkappe (24) abgedeckt ist, die mit ihrem Kappenrand (241) am Gehäuse (15) des Elektromotors (14) anliegt und über eine zentrale Ausnehmung (242) im Kappenboden die Nockenwelle (11) gleitdichtend umgreift.
PCT/EP2006/067606 2005-11-08 2006-10-20 Vorrichtung zur verstellung der relativen drehwinkellage zwischen nockenwelle und antriebsrad WO2007093233A1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102005053119.9 2005-11-08
DE200510053119 DE102005053119A1 (de) 2005-11-08 2005-11-08 Vorrichtung zur Verstellung der relativen Drehwinkellage zwischen Nockenwelle und Antriebsrad

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2007093233A1 true WO2007093233A1 (de) 2007-08-23

Family

ID=37562078

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2006/067606 WO2007093233A1 (de) 2005-11-08 2006-10-20 Vorrichtung zur verstellung der relativen drehwinkellage zwischen nockenwelle und antriebsrad

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE102005053119A1 (de)
WO (1) WO2007093233A1 (de)

Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102009001794A1 (de) 2009-03-24 2010-09-30 Zf Friedrichshafen Ag Verstellsystem für Nockenwellen von Brennkraftmaschinen
DE102009002843A1 (de) 2009-05-06 2010-11-11 Robert Bosch Gmbh Vorrichtung zur variablen Hubsteuerung eines Ventils
DE102011001612B4 (de) * 2011-03-29 2013-02-28 Pierburg Gmbh Vorrichtung zur diskreten Phasenverschiebung
DE102011090091A1 (de) * 2011-12-29 2013-07-04 Robert Bosch Gmbh Koppeleinrichtung zur Herstellung einer Wirkverbindung zwischen einer Nockenwelle und einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, Verfahren zum Betreiben der Koppeleinrichtung sowie Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine
DE102013000836A1 (de) 2013-01-21 2014-07-24 Hilite Germany Gmbh Verstellvorrichtung für eine Nockenwelle
WO2014016242A1 (de) 2012-07-25 2014-01-30 Hilite Germany Gmbh Nockenwellenverstellergetriebe
DE102013215816B3 (de) * 2013-04-22 2014-10-16 Magna Powertrain Ag & Co. Kg Nockenwellenversteller
DE102020101639A1 (de) 2020-01-24 2021-07-29 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Rotor und Axialflussmaschine
DE102020101640A1 (de) 2020-01-24 2021-07-29 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Rotor, Verfahren zur Herstellung eines Rotors und elektrische Axialflussmaschine
DE102020101642A1 (de) 2020-01-24 2021-07-29 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Rotor, Verfahren zur Herstellung eines Rotors und Axialflussmaschine
DE102020101849A1 (de) 2020-01-27 2021-07-29 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Rotor für eine Axialflussmaschine, Verfahren zur Herstellung eines Rotors für eine Axialflussmaschine und Axialflussmaschine
DE102020107162B3 (de) 2020-03-16 2021-04-29 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Rotor für eine Axialflussmaschine, Verfahren zur Herstellung eines Rotors für eine Axialflussmaschine und Axialflussmaschine
WO2022036464A1 (en) * 2020-08-21 2022-02-24 Litens Automotive Partnership Actuator with reduced axial length and accessory incorporating same

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3978829A (en) * 1974-06-10 1976-09-07 Nissan Motor Co., Ltd. Self-adjustable camshaft drive mechanism
EP0428278A1 (de) * 1989-11-15 1991-05-22 Jaguar Cars Limited Vorrichtungen für Drehbewegungen
DE19502834A1 (de) * 1995-01-30 1996-08-08 Erwin Korostenski Anordnung zur Lagerung eines Bauteils
DE10323705A1 (de) * 2003-05-22 2004-12-09 Daimlerchrysler Ag Vorrichtung zum geregelten Verstellen der relativen Drehlage zwischen einer Kurbelwelle und einer Nockenwelle

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3978829A (en) * 1974-06-10 1976-09-07 Nissan Motor Co., Ltd. Self-adjustable camshaft drive mechanism
EP0428278A1 (de) * 1989-11-15 1991-05-22 Jaguar Cars Limited Vorrichtungen für Drehbewegungen
DE19502834A1 (de) * 1995-01-30 1996-08-08 Erwin Korostenski Anordnung zur Lagerung eines Bauteils
DE10323705A1 (de) * 2003-05-22 2004-12-09 Daimlerchrysler Ag Vorrichtung zum geregelten Verstellen der relativen Drehlage zwischen einer Kurbelwelle und einer Nockenwelle

Also Published As

Publication number Publication date
DE102005053119A1 (de) 2007-05-10

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2007093233A1 (de) Vorrichtung zur verstellung der relativen drehwinkellage zwischen nockenwelle und antriebsrad
EP1715143B1 (de) Linearspannsystem
EP1212825B8 (de) Antrieb für verstellvorrichtungen in kraftfahrzeugen
DE3830382C1 (de)
EP0254058B1 (de) Nockenwelle zum Steuern der Gasein- und Auslassventile von Verbrennungsmotoren
DE4110195A1 (de) Verstellvorrichtung fuer eine nockenwelle
EP1521899B1 (de) Nockenwellenversteller mit elektrischem antrieb
EP1039101A2 (de) Vorrichtung zur Verstellung einer Nockenwelle einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung
WO2007093479A1 (de) Nockenwellenversteller mit einem überlagerungsgetriebe
WO2005061861A1 (de) Verstellvorrichtung für eine nockenwelle einer brennkraftmaschine
EP1485636B1 (de) Stellantrieb
EP1313965A1 (de) Vorrichtung zur umwandlung einer dreh- in eine axialbewegung
WO2005046030A1 (de) Getriebe-antriebseinheit
EP2616644B1 (de) Vorrichtung zur phasenverschiebung des drehwinkels eines antriebsrades zu einem abtriebsrad
EP1099063B1 (de) Motor-getriebe-einheit
DE4312869C2 (de) Kreisschubgetriebe
DE10323705B4 (de) Vorrichtung zum geregelten Verstellen der relativen Drehlage zwischen einer Kurbelwelle und einer Nockenwelle
EP0622544B1 (de) Verstelleinrichtung für Propellerpumpen
DE102013015844A1 (de) Übertragungsvorrichtung mit exzentrischer Triebstockkomponente
DE102013211801B4 (de) Elektromechanischer Aktor
DE19549331C2 (de) Stelleinrichtung für ein Koppelgetriebe
EP1671052B1 (de) Stellvorrichtung
DE102010033897B4 (de) Nockenwellen-Verstellvorrichtung
DE10003512B4 (de) Vorrichtung zur Unterstützung der Selbsthemmung bei Elektromotoren
DE102012102401B4 (de) Vorrichtung zur Phasenverschiebung des Drehwinkels eines Antriebsrades zu einer Abtriebswelle

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 06849405

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1