WO2017129820A1 - Variabler ventiltrieb mit verstellschnecke mit axialem spiel - Google Patents

Variabler ventiltrieb mit verstellschnecke mit axialem spiel Download PDF

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WO2017129820A1 PCT/EP2017/051935 EP2017051935W WO2017129820A1 WO 2017129820 A1 WO2017129820 A1 WO 2017129820A1 EP 2017051935 W EP2017051935 W EP 2017051935W WO 2017129820 A1 WO2017129820 A1 WO 2017129820A1
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adjusting
valve
drive
shaft
valve train
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PCT/EP2017/051935
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Uwe Eisenbeis
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Uwe Eisenbeis
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    • F01L13/0015—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
    • F01L13/0063—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 by modification of cam contact point by displacing an intermediate lever or wedge-shaped intermediate element, e.g. Tourtelot
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
    • F01L1/18—Rocking arms or levers
    • F01L1/185—Overhead end-pivot rocking arms
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L2013/10—Auxiliary actuators for variable valve timing
    • F01L2013/103—Electric motors
    • 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
    • F01L2305/00—Valve arrangements comprising rollers

Definitions

  • the present invention relates to the field of internal combustion engines.
  • the invention relates to a variable valve train for actuating a valve of an internal combustion engine.
  • Variable valve trains are known in the art. Such variable valve trains allow the adjustment (variation) of a valve lift, i. a characteristic of the Ventilhubverlauf size such. the lift height (maximum height of the valve opening within one engine cycle), duration and / or phase of the valve opening relative to the engine cycle.
  • a variable valve train makes it possible to set the lift amount approximately in accordance with a number of driving parameters (e.g., engine speed) and a throttle command (e.g., position of a throttle lever).
  • a particularly advantageous variable valve train is known from DE 10 2005 057 127 A1 (hereinafter: DE '127), in which also further valve trains are cited.
  • DE '127 shows the valve train shown in Figs. 1-3.
  • a position of the valve crank shaft 14 can be changed by pivoting a swing frame 80 to adjust the valve lift.
  • This is done by means of the swivel drive 84 or 84a-84d shown in FIGS. 2 and 3.
  • the object of the present invention is to provide a valvetrain and an internal combustion engine with at least some of the advantages of the solution shown in DE '127, which moreover has an advantageous drive system for adjusting the valve lift.
  • the drive system should enable a reliable and at the same time efficient control of the internal combustion engine.
  • variable valve drive for actuating a valve of an internal combustion engine according to claim 1.
  • the variable valve train comprises an actuation system for periodically opening and closing a (ie at least one) valve.
  • the actuating system comprises a pivotable about a pivot axis (eg in Cylinder head) mounted (in particular rigid) swing frame; a first drive means rotatably mounted in the swing frame about a first rotation axis; a valve actuation gearbox for transmitting the rotational movement of the first drive means into a lift movement for actuating the valve such that when the pivot axis of the swing frame changes the position of the first rotation axis, a valve lift (a valve lift indicative quantity, such as lift height and / or or a phase of Ventilhubsverlaufs) is adjusted for the valve.
  • the valve train further includes a pivot drive for pivoting the swing frame about the pivot axis with a servo motor and a pivot gear (between the servo motor and the swing frame), the swing gear being driven by the servo motor for adjusting the swing frame.
  • the swivel gearbox comprises a worm gear with an adjusting worm.
  • the adjusting screw is driven via a shaft of the servomotor for adjusting the swing frame.
  • the shaft of the servo motor is so coupled to the adjusting worm to transmit a rotational movement from the shaft to the adjusting worm, however, with respect to axial forces to allow a clearance between the shaft and adjusting worm.
  • the adjusting worm is coupled to a stationary (i.e., non-rotatable) member for discharging axial forces acting on the adjusting worm to the stationary member (in particular, substantially without striking the shaft of the servomotor).
  • the adjusting screw is rotatable but fixedly mounted on the stationary element with respect to axial movement.
  • adjusting screw is mounted by means of a pivot bearing.
  • valve train according to the invention can be used particularly advantageously in internal combustion engines of devices or vehicles with high engine speeds, for example in motorcycles. It can also be used for example in passenger cars, trucks, aircraft or watercraft. Further advantages, features, aspects and details of the invention as well as preferred embodiments and particular aspects of the invention will become apparent from the subclaims, the description and the figures.
  • Figures 1-3 are views of a valve train known from DE '127;
  • FIG. 4a shows a side view of a valve drive according to the invention at a low lifting height
  • FIG. Fig. 4b shows an enlarged side cross-sectional view of a part of Fig. 4a;
  • FIG. 5 shows a lateral cross-sectional view of a valve drive according to the invention at high lifting height
  • Fig. 6 shows diagrammatically the valve lift as a function of the actuator deflection of the swing actuator
  • Fig. 7 shows a side view of another fiction, contemporary valve train for a V2 engine at high lift
  • Fig. 8a shows a side cross-sectional view of the valvetrain of Fig. 7;
  • Fig. 8b shows an enlarged detail of the valve train of Fig. 8a
  • Fig. 9 shows a side view of the valve train of Figure 7 at low lifting height.
  • 10 shows a side view of a valve train according to another embodiment of the invention.
  • FIGS. 11a-11c are sectional views of the valvetrain of FIG. 10;
  • Fig. 12a shows a frontal view of a valve train according to another embodiment of the invention
  • Fig. 12b is a sectional view of the valvetrain of Fig. 12a;
  • Fig. 13a shows a side cross-sectional view of a valve train according to another embodiment of the invention.
  • Fig. 13b shows a sectional view of the valve train of Fig. 13a.
  • valve train 2 will be described below with reference to FIGS. 1-3.
  • Figures 1-3 are also identical to DE '127 and the parts shown are also described there.
  • the valvetrain 2 can be equipped with a swivel drive according to the present invention (not shown in FIGS. 1-3).
  • the valve train 2 illustrated in FIGS. 1-3 comprises a drive system 10 and a transmission 4.
  • the drive system 10 provides a rotational movement.
  • the rotational movement preferably runs synchronously with the engine cycle of the internal combustion engine, so that a full rotation corresponds to a whole engine cycle, and particularly preferably it is driven by the crankshaft of the internal combustion engine 1.
  • the transmission 4 transmits the rotational movement of the drive system in a lifting movement for actuating the valve 70.
  • Actuation of the valve here is to be understood as a stroke movement of the valve 70 which opens or closes the valve 70, preferably in synchronism with the engine cycle.
  • the drive system 10 includes a drive gear 22, a valve crank gear 12, and a valve crank 16 (also referred to as first drive means).
  • the drive gear 22 is fixedly mounted in the cylinder head rotatably about a drive axis 24.
  • the valve crank gear 12 is rigidly connected to the valve crank 16.
  • the valve crank 16 and the valve crank gear 12 are rotatably supported about a valve crank axis 14 (also referred to as a first axis of rotation).
  • axis is to be understood as meaning a geometric axis or a rotation axis
  • the bearing of the valve crank 16 is not shown in FIG.
  • the drive gear 22 is driven by a crankshaft of the internal combustion engine 1.
  • the drive is synchronous to the engine cycle, ie a full revolution of the drive gear 22 corresponds to an engine cycle. In a four-stroke engine this is the case when the ratio between crankshaft and drive gear is 2: 1.
  • the drive gear 22 is engaged with the valve crank gear 12.
  • the ratio between the drive gear 22 and valve crank gear 12 is 1: 1.
  • the valve crank gear is synchronously driven to the engine cycle.
  • the position of the valve crank axle 14 can be changed.
  • the mechanism for this is shown in more detail in Fig. 2-3.
  • a pivot frame 80 also referred to as bearing body
  • the swing frame 80 is rigid, in this example consists of several rigidly interconnected parts. It is pivotally mounted on the cylinder head 3 about the pivot axis, which is identical to the drive shaft 24 shown in FIG. Furthermore, the valve crank 16 is mounted in the pivot frame 80, so that pivoting of the pivot frame 80 causes pivoting of the valve crank axle 14, ie a change in the position of the valve crank axle 14 along a circular path about the pivot axis 24. Characterized in that the pivot axis 24 and the drive shaft are identical, it is ensured that the position of the valve crank axle 14 in each pivot position of the swing frame 80 remains on a circular segment about the drive axis 24. This ensures that the valve crank gear 12 rotatably mounted about the valve crank axle 14 and the drive gear 22 remain engaged in each pivot position of the swing frame 80.
  • the swing frame 80 can be held or pivoted by means of a pivot drive in a fixed position.
  • An exemplary slew drive 84 not belonging to the invention is illustrated in Figs. 2-3 and described in DE '127.
  • the swivel drive 84 comprises a toothed segment 84a, which is rigidly connected to the swivel frame 80 and into which a toothed wheel 84b engages.
  • Another detail of the rocker arm 84 is shown in FIG. 3:
  • a worm gear 84c engages the gear 84b and serves to rotate it. As a result, transmission from the worm gear 84c to the constant speed ratio swing frame is established.
  • valve drives described in FIGS. 1-3 and described in this connection or their aspects can also be combined with any swivel drive according to the present invention, and / or combined with any aspect according to the present invention. That is true for other aspects as well, such as the multiple cylinder bank arrangement illustrated in FIGS. 7-9.
  • the swivel drive including its drive and the swing frame 80 are also referred to herein as drive system. More generally understood as drive system all parts that serve to set and hold the position of the first valve crank axle 14. Other parts of the valvetrain that serve to periodically open and close the valve are also referred to as an actuation system.
  • the valve train is arranged in the region of the cylinder head of the internal combustion engine.
  • the valve drive (in particular the actuation system) further comprises a connecting rod 30 with a first connecting rod joint 34 and a second connecting rod joint 36, and a guide element 60 for guiding the connecting rod, wherein the guide element is pivotable about a guide axis 66.
  • the connecting rod 30 is articulated with its first connecting rod joint 34 on the first drive means 16.
  • the connecting rod 30 is articulated with its second Pleuelgelenk 36 on the guide member 60.
  • a second drive means 22 of the valve drive is provided for driving the first drive means 16.
  • the second drive means 22 is rotatable about a second rotation axis 24.
  • the second drive means 22 is a second drive gear.
  • the valve train includes a first drive gear 12 for driving the first drive means 16, wherein the first drive gear 12 is rotatable about the first rotation axis 14.
  • a pressing element 40 is attached to the guide element 60.
  • the push member 40 is a roller.
  • the valvetrain 1 includes a transfer member 50 in releasable mechanical contact with the pusher member 40.
  • the transfer member 50 is biased by a force member 58 toward the valve 70.
  • the internal combustion engine 1 comprises a fixed stop 57 for defining a maximum deflection of the transmission element 50.
  • the transmission element 50 is a lever which is pivotable about a lever axis 52.
  • the lever 50 is one armed.
  • movement of the push member 40 in the direction of the lever axis 52 causes the valve to open.
  • the valve 70 is an inlet valve.
  • the internal combustion engine further includes a second intake valve 70 ', which is also preferably operated by the valve train.
  • a valve lift (a variable characterizing the valve lift curve) can be changed.
  • the characteristic of the valve lift is a height and / or an opening duration of the valve.
  • a phase relationship between the rotation angle of the first drive means 16 and the engine cycle is changeable.
  • the pressing element 40 is guided on a guide track 68, and the guide track 68 of the pressing element 40 is changeable by changing the position of the first rotational axis 14.
  • changing the position of the first rotational axis 14 is pivoting the first rotational axis 14 about a pivot axis 24.
  • the connecting rod 30 and the guide member 60 are members of a planar hinge chain.
  • valve 70 is an inlet valve
  • second drive means also actuates an outlet valve 78.
  • a maximum lift height of the valve 70 is at least 5mm.
  • the valve train 2 comprises a four-link planar coupling mechanism or a four-link rotary link chain.
  • the joints preferably comprise the drive axle 24, the guide axle 66, the first connecting rod joint 34, and the second connecting rod joint 36. All elements of the swivel joint chain described above are connected to one another in a form-fitting manner.
  • the valve train 2 is arranged in the region of the cylinder head of the internal combustion engine. Under an arrangement in the area the cylinder head is to be understood that the valve crank 16 in principle (ie in at least one possible position of the rotation axis 14 or in at least one pivot position of a swing frame 80, as shown for example in Fig. 3) on the cylinder head side with respect to the interface between the engine block and Cylinder head is stored. Even if a cylinder head and an engine block should not be clearly distinguishable in the internal combustion engine, such a separation surface can be defined, for example, by an area defined by the piston crown of the reciprocating piston, with the reciprocating piston at the top of the piston. According to this characterization, the valve train 2 corresponds to a valve cam with overhead camshaft, with the valve crank 16 corresponding to the camshaft proposed valve train according to the invention with overhead camshaft.
  • the valve train 2 can be divided according to one aspect into an active subsystem and a passive subsystem.
  • the active subsystem can be characterized by the fact that the state of motion of the active subsystem is essentially determined by the state of movement of the valve crank 16, i. is determined by a rotation angle of the valve crank 16 and by the position of the valve crank axle 14, or is connected by positive engagement with the valve crank 16.
  • the passive subsystem is connected by adhesion, in particular by means of the valve spring 72, with the active subsystem.
  • valve train according to a further embodiment of the invention will be described below with reference to FIGS. 4a-5.
  • the valve drive shown in Fig. 4a, 4b, 5 has a pivot frame 80 in which the valve crank (first drive means) 16 is rotatably mounted about the rotation axis 14. By pivoting the pivoting frame 80, as in Figs.
  • the valve drive shown in FIGS. 4a-5 comprises the swivel drive 90 described below.
  • the swivel drive 90 is equipped with the swivel frame 80 as needed to pivot about the pivot axis 24 or to hold in position, and thus to control the valve lift of the valve 70.
  • the swivel drive 90 comprises an electric servomotor (swivel actuator) 92 and a swivel gear 94.
  • the swivel gear 94 transmits a rotational movement of the servomotor axis in a pivoting movement of the swing frame 80th
  • the pivoting gear 94 comprises the following elements from the drive to the output side: a worm gear 98a, a rotatable drive body 94a and a coupling rod 94b.
  • the axis of rotation 86 of the drive body 94a coincides with the lever axis of the finger lever 50 (see FIG. 2), which simplifies the structure, reduces costs, and increases the stability.
  • the worm gear 98a comprises an adjusting worm 98 and a toothed segment on the outer contour of the drive body 94a.
  • the adjusting screw 98 is rotatable about its axis and is driven by the servomotor 92.
  • the adjusting worm 98 is rotatable together with the shaft of the servomotor 92.
  • the outer contour of the drive body 94a is provided with teeth that engage and cooperate with the adjusting worm 98 to transmit rotation of the adjusting worm 98 about rotation of the drive body 94a about its axis 86.
  • the axes of the drive body 94a and the worm gear 98 are perpendicular to each other.
  • the coupling rod 94b is pivoted between the drive body 94a and the swing frame 80 to transmit rotation of the drive body 94a into pivotal movement of the swing frame 80.
  • the drive body 94a, the coupling rod 94b and the swing frame 80 thus form a coupling mechanism (together with a stationary, ie non-rotatable frame, which is formed for example by the cylinder head), more precisely a four-bar linkage. More specifically, the four-bar linkage thus formed is a double rocker, wherein the drive body 94a a crank, the coupling rod 94b form a coupling and the swing frame 80 is a rocker of the double rocker.
  • Fig. 4a, 4b show the valve train at a swing frame deflection, which is associated with a low lifting height.
  • a swing frame deflection is shown in Fig. 5, which is associated with a larger lifting height.
  • the lifting height is manifested by the different pivoting position of the pivoting frame 80: in the view of FIG. 5, the end of the pivoting frame 80 hinged to the coupling rod 94b is pivoted more clockwise with respect to FIGS. 4a, 4b.
  • the drive body 94a and the coupling rod 94b are coupled to one another in such a way that the lever arm 96 formed by the drive body 94a in relation to the coupling rod 94b is larger in FIGS. 4a, 4b (pivoting frame deflection with a low lifting height) than in FIG. Deflection with greater lift height), so that the lever arm 96 is larger at low lift height.
  • the lever arm 96 formed by the drive body 94a relative to the coupling rod 94b is defined as the distance r (in side view as in FIGS. 4a-5) of the axis of rotation 80 of the drive body 94a from the straight line formed by the coupling rod 94b (between its two articulation points) ,
  • the lever arm formed by the drive body with respect to the coupling rod at low lift height is greater than at high lift, so with increasing lift - preferably monotonically - drops.
  • the lever arm is larger at the first swing frame deflection than at the second swing frame deflection.
  • the lever arm in the first swing frame deflection is at least by a factor of 2, preferably at least by a factor of 4, greater than in the second swing frame deflection.
  • the transmission ratio of the pivoting gear with increasing lift - preferably monotonically - decreases.
  • the gear ratio at the first swing frame deflection (low lift, preferably less than 20% of the maximum lift height) is greater than the second swing frame deflection (higher lift, preferably more than 50% or even 80% of the maximum) lift height).
  • the transmission ratio in the first swing frame deflection is at least by a factor of 2, preferably at least by a factor of 4, greater than in the case of the second swing frame deflection.
  • the drive body 94a and the coupling rod 84b transmit the movement of the lever due to the large lever arm 96 Swivel Actuator 92 on the Swing frame 80, so that a rapid implementation of a gas command is possible.
  • the forces acting on the swing frame 80 forces are transmitted back to the swing actuator 92 to a high degree, but this is not a problem, since the corresponding forces are small at low lift height.
  • the drive body lever arm of the drive body 94a forms an angle of between 60 ° and 120 °, preferably between 80 ° and 90 °, with respect to the coupling rod 94b at the first swing frame deflection. More specifically, this angle is formed at the point of articulation between drive body 94a and coupling rod 94b, between the line to the axis of rotation of drive body 94a and the line to the articulation point between coupling rod 94b and swing frame 80.
  • the drive body lever arm is opposite the coupling rod 94b the second swing frame deflection an angle of between 0 ° and 45 °, preferably between 2 ° and 30 °. In another aspect, this angle does not pass through the zero angle, i. the pivot gear 94 does not go through dead center.
  • the swivel drive 94 comprises a drive body 94a which can be rotated about a third axis of rotation and which comprises a toothed segment which is curved about the third axis of rotation and engages with the adjusting screw 98.
  • the third rotation axis 86 simultaneously forms the lever axis 52 of the drag lever 50.
  • the pivot drive 94 permits an adjustment (pivoting) of the first rotation axis 14.
  • Other general aspects relate to the dimensions of the pivot drive 90.
  • the length of the swing frame 80 (distance between the pivot axis of the swing frame 80 and its point of articulation on the coupling rod 94b) is at least a factor of 2, preferably even a factor of 3, larger than that Length of the coupling rod 94b (distance between its two articulation points).
  • the length of the coupling rod 94b is greater, preferably at least by a factor of 2, greater than the length of the drive body lever arm (distance between the axis of rotation of the drive body 94a and its point of articulation on the coupling rod 94b).
  • the length of the drive body lever arm is greater, preferably at least by a factor of 2 greater than the distance between the axis of rotation of the drive body 94a and its outer contour (radially to the middle of the teeth).
  • Fig. 6 shows diagrammatically the lift height of the valve 70 as a function of the actuator deflection of the swing actuator 92 (number of revolutions of the shaft of the servomotor).
  • the solid line shows the lifting height for the illustrated in Fig. 4a-5 fiction, contemporary valve train with variable transmission ratio.
  • the dashed line shows, for comparison, the lifting height for an otherwise analogue valve drive, which has a swivel gear with a constant gear ratio, as shown in Fig. 3 by way of example.
  • the dashed line shows a non-linearly increasing lifting height with initially low and then increasing slope.
  • This course is largely due to the design of the cam lever contour 54, but not on the (constant) ratio of the pivoting gear.
  • solid line shows that in the valve gear according to the invention (solid line), the initial slope is increased at low valve lift, but is more limited at larger valve lift.
  • the strong non-linearity (dashed curve) caused by the configuration of the finger follower contour 54 is at least partially compensated for, so that, as a result, fluctuations in the slope of this curve are reduced.
  • the pivot gear described herein thus leads to a more stable and balanced behavior of the valve train.
  • the (variable) translation of the pivot gear 94 is selected such that the pivot frame 80 is associated with 5 to 30 revolutions, preferably 7 to 20 revolutions of the pivot actuator (shaft of the servo motor) 92 of the minimum lifting height Swing frame deflection to that of a maximum Lift height associated swing frame deflection is feasible.
  • the worm gear ratio of the worm gear 98a can be between 1:10 and 1: 100, preferably between 1:20 and 1:80, and particularly preferably between 1:30 and 1:70.
  • the valve train includes an actuation system for periodically opening and closing a (i.e., at least one) valve.
  • the actuation system includes a pivotally mounted (particularly rigid) swing frame about a pivot axis (e.g., in the cylinder head); a first drive means rotatably mounted in the swing frame about a first rotation axis; a valve actuating gear for transmitting the rotational movement of the first drive means in a lifting movement for actuating the valve such that when the pivoting of the pivot frame, the position of the first axis of rotation changes, a lift height (optionally also one or more other aspects of the valve lift, so more the valve lift characteristic variables, such as a phase of Ventilhubsverlaufs) is adjusted for the valve.
  • the valvetrain further includes a pivot drive for pivoting the pivot frame about the pivot axis with a pivot actuator and a pivot gear (between the pivot actuator and the pivot frame).
  • the swivel gear includes a worm gear, a rotatable drive body driven by the worm gear by the swing actuator, and a coupling rod disposed between the drive body and the swing frame.
  • the swing gear has a non-constant gear ratio.
  • the gear ratio is defined as the ratio of the differential swing frame deflection of the swing frame to the differential actuator displacement of the swing actuator;
  • Non-constant means that the transmission ratio varies in particular as a function of the actuator deflection of the pivoting actuator.
  • the gear ratio depends in such a way on the actuator deflection (eg total rotation angle from minimum position) of the pivoting actuator that the transmission ratio at a first, a lower lifting height associated swing frame deflection (eg pivot angle of the swing frame from minimum position) is greater as the transmission ratio at a second, a larger lifting height associated swing frame deflection.
  • the slew drive is preferably operatively coupled to a gas command generator to effect pivoting of the swing frame, and thus altering the position of the first axis of rotation, in response to a throttle command given by the throttle command (and possibly other influencing variables).
  • Embodiments of a valve train according to the invention may, for example, have one or more of the following advantages:
  • the non-constant transmission ratio of the swivel transmission allows an adapted to the respective operating conditions control of the valve train.
  • a larger gear ratio can be set, so that even with a small actuator deflection of the swing actuator, the swing frame can be adjusted quickly.
  • a reduced gear ratio helps to ensure that such vibrations and forces are less strongly transmitted back to the pivoting actuator or can be better absorbed by the pivoting actuator.
  • the worm gear also helps to ensure good transmission of the movement from the swing actuator to the swing frame and, on the other hand, to ensure sufficient stability against vibration and recoil forces. In this way, allow both the variable transmission ratio and the worm gear to produce a sufficient and above all sufficiently stable drive of the swing frame, at the same time reasonable demands on the swing actuator.
  • the storage of the first drive means despite the forces acting thereon can be kept stable relative to the cylinder head even at high lift height.
  • the coupling rod arranged between the drive body and the swing frame enables the variable transmission ratio. In addition, it allows efficient and low-friction motion transmission and thus also helps to minimize the requirements of the swing actuator, while maintaining the flexibility in the arrangement and movement of the swing frame.
  • the swing actuator 92 is constituted by a rotary shaft positioning motor 99.
  • the adjusting screw 98 has an axially extending opening into which the shaft 99 of the servomotor 92 is inserted. In this case, the shaft 99 engages in such a way in the inside of the opening that a rotational movement of the shaft 99 is transmitted to the adjusting screw 98.
  • FIGS. 13a and 13b show a rotationally positive coupling with respect to rotation.
  • Fig. 13b shows a section through the plane A-a of Fig. 13a.
  • An axial (end) portion of the shaft 99 has a non-rotationally symmetrical recess, and a driving element 99a fastened to the adjusting worm 98 extends into this recess in such a way and thereby establishes a rotationally positive coupling to the shaft 99.
  • the shaft 99 has a flat side surface at the recess, and the driving element 99a is configured as a driving pin.
  • the driving pin 99a is inserted (and preferably inserted through) into the opening of the adjusting worm 98 such that the driving pin 99a establishes the positive connection by contacting the flat side surface.
  • the adjusting screw 98 is axially displaceable with respect to the shaft 99, so that an axial play (with respect to axial forces or axial movement) between the adjusting screw 98 and shaft 99 is possible.
  • the adjusting worm is coupled to the cylinder head 6 by a rotary bearing 95 (see FIGS. 5, 13 a, 13 b).
  • the coupling can be done either directly or indirectly via a rigid intermediate link.
  • the pivot bearing 95 allows rotation between the adjusting screw 98 and the cylinder head 6, but the adjusting screw 98 is fixedly coupled to the cylinder head 6 with respect to axial movement.
  • This coupling in the axial direction is achieved by an axial securing body 95a.
  • the axial securing body 95a is designed as a ring in FIG.
  • the Axialtechnischsharm 95 a engages on one side (outside of the ring) in the cylinder head 6, and engages on another side (inside of the ring) in the adjusting screw 98 a.
  • the procedure is each with respect to axial movements form fit, so that the Axialtechnischs stresses 95a transmits to the adjusting screw 98 acting axial forces on the cylinder head 6.
  • at least one of these interventions - preferably between Axialtechnischs Eisennecke 98 - but allows relative rotational movement about the axis, so that the Verstellschnecke 98 is rotatable relative to the cylinder head 6.
  • the decoupling of axial forces between the adjusting screw to the shaft of the servomotor and the derivation of the axial forces on the cylinder head allow to keep axial loads away from the servomotor.
  • the axial loads are instead absorbed by the cylinder head. Only a rotational movement can be transmitted between the adjusting screw and the shaft of the servomotor.
  • Another advantage of the coupling described herein is that the slew drive is less sensitive to thermal expansion as it can be absorbed due to axial play. This is a relevant advantage for a valve drive arranged in the region of the cylinder head.
  • the heat transfer from the cylinder head to the servomotor is reduced, so that the servomotor is better protected against overheating.
  • This advantage can be further enhanced by disposing the servomotor 92 in a thermally insulating housing (e.g., plastic housing).
  • the axial securing body 95a on the side coupled to the adjusting worm 98 (here: inner side) is configured substantially rotationally symmetrical about the axis.
  • the engagement described herein is preferably engagement of the axial securing body 95a in a recess on a surface of the adjusting screw 98 or cylinder head 6 contacting the axial securing body 95a.
  • an intermediate member rigidly connected to the cylinder head is also considered to belong to the cylinder head 6.
  • the shaft 99 extends into an opening (in particular a blind hole) of the adjusting worm 98, and in this opening is positively coupled to the adjusting worm 98 with respect to rotational movements.
  • the coupling can be effected by a non-rotationally symmetrical inner wall of the opening and / or a non-rotationally symmetrical driver element 95a.
  • the adjusting screw 98 is mounted on one side on its side facing the drive (servomotor) 92, and the other side of the adjusting screw 98 is free (unsupported).
  • the pivot bearing 95 is designed to stabilize the adjusting screw 98 against tilting of its central axis.
  • valvetrain 2 for a V2 engine according to the invention will now be described.
  • this valve gear is shown at high lift; in Fig. 9 at low lift height.
  • the valvetrain 2 comprises two partial drives 2-1 and 2-2 for one inlet valve 70-1 and 70-2 and one outlet valve 78-1 and 78-2, respectively.
  • Each of these partial drives is assigned its own cylinder bank (with its own combustion chambers), so that the inlet valves 70-1 and 70-2 are assigned to different combustion chambers.
  • parts having the same function as those in the previous figures are given the same reference numerals as those there, with the reference numeral adding -1 to parts of the sub-drive 2-1 and -2 to parts of the sub-drive 2-2.
  • each of the partial drives 2-1 and 2-2 has a swing frame 80-1 or 80-2, and by pivoting the swing frame 80-1 or 80-2, the position of the respective (first) rotation axis 14-1 and 14-2 are changed, whereby the valve lift, more precisely the lifting height, of the respective valve 70-1 or 70-2 is adjusted.
  • a common swivel drive 90 is provided for the swivel frames 80-1 and 80-2 of both partial drives 2-1 and 2-2.
  • the pivot drive 90 is equipped to pivot both swivel frames 80-1 and 80-2 together about their respective pivot axes 24-1 and 24-2 respectively to hold them in position, and thus the valve lift of the valves 70-1 and 70-2 jointly and in the same way.
  • pivoting of both swing frames 80-1 and 80-2 is performed in the same manner (mirror image by the same angle) to control the valve lift of the valves 70-1 and 70-2 together and in the same manner (see FIGS. 7 and 9 show two different pan states of the gravity frames 80-1 and 80-2).
  • the common pivot drive 90 includes a common pivot actuator 92 and pivot gears 94-1 and 94-2.
  • the swing gear 94-1 transmits a movement of the swing actuator 92 to a swinging motion of the swing frame 80-1
  • the swing gear 94-2 transmits the movement of the swing actuator 92 to a swinging motion of the swing frame 80-2.
  • the pivoting actuator 92 has a servomotor 91 and two shaft ends 99-1, 99-2 on opposite sides of the servomotor 91.
  • the first swing gear 94-1 couples the first shaft end 99-1 to the first swing frame 80-1 for pivoting
  • the second swing gear 94-2 couples the second shaft end 99-2 to the second swing frame 80-2 for pivoting
  • the two shaft ends 99-1, 99-2 preferably belong to a common (one-piece or multi-piece) continuous, that is to say as a whole rotating shaft of the servomotor 92.
  • pivot gears 94-1 and 94-2 are each constructed like the pivot gear 94 shown in Figs. 4a-5, and the above description of this pivot gear and related general aspects also apply to the swing gear. Gearbox 94-1 and 94-2 accordingly.
  • the pivot gears 94-1 and 94-2 have the following elements from the drive to the output side: a first worm gear with a first adjusting worm 98-1 or driven by the first and second shaft ends 99-1, 99-2, respectively 98-2, a rotatable drive body 94a-1 or 94a-2 and a coupling rod 94b-1 or 94b-2.
  • the first and the second adjusting screw 98-1, 98-2 are in opposite directions, ie one is left-handed and the other right-handed. This arrangement makes it possible to counteract rotational movement of the shaft ends 99-1, 99-2 (such as in a continuous wave) in a similar pivotal movement of the pivot frames 80-1 and 80-2 to transmit.
  • the respective shaft end 99-1 (99-2) is positively coupled with respect to rotation (possibly via intermediate links) to the adjusting worm 98-1 (98-2), so that a rotational movement is transmitted; and on the other hand, an axial clearance between the adjusting screw 98-1 (98-2) and shaft end 99-1 (99-2) is possible.
  • This arrangement offers in combination with a common swivel actuator for several partial drives particular advantages, since it allows a change in length between two Verstellschnecken 98-1 and 98-2 or between the two camps 95-1 and 95-2. Such a change in length can take place, for example, due to thermal expansion of the motor section connecting the two valve drives. Due to the axial play, such and other thermal fluctuations in the region of the pivoting actuator can be alleviated particularly efficiently.
  • the adjusting screw 98-1 (98-2) is coupled to the cylinder head (not shown) by a pivot bearing 95-1 (95-2).
  • the pivot bearing 95-1 (95-2) allows rotation between the variable displacement screw 98-1 (98-2) and the cylinder head, but firmly couples it to the cylinder head with respect to axial movement.
  • the pivot bearing 95-1 (95-2) is analogous to the pivot bearing 95 shown in FIG. 5, with the difference that the pivot bearing 95-1 (95-2), however, at a distal relative to the servomotor 92 position of the adjusting screw 98- 1 (98-2). This arrangement makes it possible to arrange the two partial drives 2-1 and 2-2 closer to one another and thus contributes to a more compact geometry of the V2 motor.
  • Fig. 8b which is an enlargement of a detail of Fig. 8a, shows in detail the coupling between the first shaft end 99-1 and the adjusting worm 98-1.
  • the coupling is effected by a hollow intermediate piece 99b, which on its inner side (drive side) to a shaft portion of the shaft 99 and on its outer side (output side) is inserted into an opening of the adjusting screw 98-1.
  • the intermediate piece 99b may be considered part of the shaft end 99-1.
  • the intermediate piece 99 b is bevelled on its inner side such that the inner side drive opens on the side, and bevelled on its outer side so that the outer side of the output side tapered.
  • the second shaft end 99-2 of the servomotor 92 is formed by a separate section 99a of the shaft 99 (FIG. 8a).
  • This separate portion 99a is positively coupled mitcardbar coupled to the rest of the shaft 99, yet unlocked and laterally removable after unlocking.
  • the actuator 92 can be removed by tilting away from its axis.
  • the portion 99a is also the basic setting of the valve train, as it can be locked after assembly of the valve train only when both swing frames 80-1 and 80-2 have been brought into the same pivot state (same deflection).
  • FIGS. 7-9 represents a V2 engine
  • an analog valve train is also possible with other engines.
  • Such a valve train is advantageous in particular in the case of an engine having at least two cylinder banks, so that the first and second partial drive 2-1, 2-2 are each assigned to one of the cylinder banks.
  • a cylinder bank may in this case comprise a single cylinder or a plurality of cylinders arranged in the cylinder bank.
  • the valve train can be used for a motor with any bank angle between 0 ° and 180 °, whereby a bank angle of 50 ° - 180 ° is particularly advantageous.
  • the valve train for a V or W motor is used.
  • a variable valve train 2 for actuating a first and a second valve 70-1, 70-2 of an internal combustion engine comprises: a first actuation system with a first valve actuation gear 4- 1 for actuating the first valve 70-1 and having a first pivoting frame 80-1 pivotably mounted about a first pivot axis 24-1 (eg in the cylinder head), wherein pivoting the first pivoting frame 80-1 causes a valve lift for the first valve 70-1; 1 is adjusted; a second actuation system with a second valve actuation gear 4-2 for actuating the second valve 70-2 and with a pivotable about a second pivot axis 24-2 (eg in the cylinder head) mounted second swing frame 80-2, wherein the pivoting of the second swing frame 80-2, a valve lift for the second valve 70-2 is adjusted.
  • valvetrain includes a pivot drive 90 for pivoting the first and second swing frames 80-1, 80-2 together with a swing actuator 92, the swing actuator 92 having a servomotor 91 and two shaft ends 99-1, 99-2 on opposite sides Sides of the servomotor 91, wherein the first of the two shaft ends 99-1 is coupled for pivoting to the first pivot frame 80-1, and the second of the two shaft ends 99-2 is coupled for pivoting to the second pivot frame 80-2.
  • first and second valves 70-1, 70-2 are associated with two different cylinder banks of the internal combustion engine.
  • the valves are arranged for a V-engine.
  • valves 70-1, 70-2 are intake valves
  • the valve train further includes two respective exhaust valves 78-1, 78-2, the associated intake and exhaust valves 70-1, 78-1; 70-2, 78-2 are preferably driven together.
  • the two shaft ends 99-1, 99-2 are rigidly connected with respect to rotation by opposite ends of a single or multi-piece shaft.
  • the pivot drive 90 is configured to pivot the first and second swing frames 80-1, 80-2 together, and preferably equally about their respective pivot axes 24-1, 24-2, or to hold them in position.
  • the swivel drive 90 has a first swivel gear 94-
  • first pivot gear 94-1 includes a first worm gear with a first adjustment screw 98-1 driven by the first shaft end 99-1
  • second pivot gear 94-2 includes a second worm gear with one through the second Shaft end 99-2 driven second adjustment screw 98-2
  • first and second adjusting screws 98-1, 98-2 are in opposite directions, ie one left-handed and the other right-handed.
  • first and second pivot gears 94-1, 94-2 (and preferably also the first and second swing frames 80-1, 80-2 or even the first and second swing frames 94-1, 94-2 first and the second actuation system) constructed in mirror image and / or on opposite sides of the servomotor 92.
  • a shaft 99 connects the two shaft ends 99-1, 99-2.
  • the connection can produce a rotationally positive connection between both shaft ends 99-1, 99-2.
  • the shaft 99 is designed to ensure the rotational fit even at an angle error of at least up to 3 °.
  • the intermediate piece may be used on its inside to a first shaft portion of the shaft and on its outer side to another shaft portion of the shaft or to the adjusting screw. The inner side may open towards the first shaft piece, and the outer side may taper towards the further shaft piece or the adjusting screw.
  • the shaft 99 has an unlocking mechanism 99a (which, for example, connects two shaft sections or a shaft end with an adjusting worm driven by this shaft end), the shaft having a rotationally locking fit between the two shaft ends 99-1, 99 when the unlocking mechanism 99a is locked -2 (more precisely between the driven by the shaft ends Verstellschnecken) manufactures, and unlocked unlocking mechanism 99a, the rotationally positive locking is released.
  • the unlocking mechanism 99a can be made, for example, by a screw which selectively produces or releases a frictional engagement.
  • first pivot gear 94-1 is a first worm gear with a first adjustment screw 98-1 driven by the first shaft end 99-1.
  • second pivot gear 94-2 is a second worm gear with a second adjusting screw 98-2 driven by the second shaft end 99-2.
  • at least one of the first and second shaft ends 99-1, 99-2 is coupled to the corresponding one of the first and second variable speed screws 98-1, 98-2 in such a way as to provide rotational movement from the shaft end 99-1, 99-2 to transfer to the adjusting screw 98-1, 98-2, however, with respect to axial forces to allow a clearance between the shaft end 99-1, 99-2 and the adjusting screw 98-1, 98-2.
  • first and second shaft ends 99-1, 99-2 is coupled to the corresponding one of the first and second adjusting screws 98-1, 98-2 in such a way as to rotate from the shaft end 99-1, 99-2 to the adjusting screw 98-1, 98-2, however, with respect to axial forces to allow clearance between the shaft end 99-1, 99-2 and the adjusting screw 98-1, 98-2.
  • any other aspect described herein relating to such rotational coupling or axial decoupling is applicable to either or both of the shaft ends 99-1, 99-2.
  • valve drive described herein has the advantage, among other things, that the construction is simple, economical and space-saving, yet reliable.
  • the fiction, contemporary swivel drive contributes to the common pivoting of the first and second swing frame with common servomotor. By pivoting together not only components are saved, but it is also a uniform and coordinated adjustment of the respective actuation systems ensured.
  • valve train has a mechanical drive system 100 for the swing frame 80.
  • Fig. Ia shows a section through the plane A-A in Fig. 10;
  • FIG. 11b and 11c show enlarged details of FIG. 11a.
  • the drive system 100 is used for activation via a cable, which transmits a rotational movement to a cable pull receptacle 102.
  • the cable retainer 102 is frictionally connected via an intermediate spring 104 with an adjusting element 105 (via other elements such as a driver).
  • the adjusting element 105 is rotatable together with an adjusting shaft 105a and an adjusting crank 105b.
  • the adjusting crank 105b drives the pivoting frame 80 via a coupling rod 87.
  • the adjusting element 105 (in particular the adjusting shaft 105a) is by means of the releasable backstop mechanism 112 to a (with respect to the rotation) stationary element coupled, wherein a reverse direction of the backstop mechanism is directed to lock a movement of the adjusting element 105 in a lifting height-reducing direction.
  • the backstop mechanism 112 comprises a backstop element 112a which is rotatable with the adjusting shaft 105a and a counter-element (not shown) which is stationary with respect to rotation, for example fixedly mounted on the cylinder head. Further, a release mechanism 117 for releasing the backstop mechanism 112 is provided.
  • the drive system 100 of FIGS. 10 to 12b serves to illustrate some further general aspects described below, which can also be combined accordingly with further aspects and embodiments.
  • variable valve train 2 includes an actuation system for periodically opening and closing the valve (70) as described herein and a drive system 100.
  • the drive system 100 includes a throttle position control 102 whose position is variable in response to a throttle command; a movable adjusting element 105, which is coupled to the bearing body 80 such that the position of the first rotational axis 14 is changed by a movement of the adjusting element and thus the valve lift is adjusted; and a traction element 104, which connects the throttle position control element 102 frictionally with the adjustment element 105.
  • the adjusting element 105 may be biased by means of a return spring 106 in a direction decreasing the lifting direction.
  • the adjusting element 105 may be coupled to a stationary element 112b by means of a releasable backstop mechanism 112a, a locking direction of the backstop mechanism being directed to move the adjusting element into a lifting height to disable decreasing direction.
  • the backstop mechanism 112a may include a backstop member 112a rotatable with the adjustment member 105.
  • the backstop mechanism may include a one-way clutch 113b defining the freewheeling direction and the reverse direction, the one-way clutch 113b coupling the adjustment member 105 to a lockable or fixed return-block body 113a.
  • the one-way clutch 113 b may be formed as a sleeve coupling, which surrounds an adjusting shaft 105 a of the adjusting element 105.
  • the coupling rod 87 is connected at its first end 87a (drive side) to a drive body such as the adjustment crank 105b, and is connected to the swing frame 80 at its second end 87b (driven side).
  • the connection is in each case via hinges 210, 220.
  • At least one of the pivots 210, 220 includes a static friction mechanism for controllably increasing the static friction of the respective pivot 210, 220.
  • a possible embodiment of the rotary joint 210 at the first end 87a of the coupling rod 87 with static friction mechanism 214 is shown for example in FIG. 11c.
  • the pivot 210 comprises a bearing pin 212.
  • the bearing pin 212 is inserted through openings of the adjusting crank 105b and the coupling rod 87, so that a relative rotation about the pin axis of the bearing pin 212 is possible.
  • the static friction mechanism 214 is formed by a biasing element 215, which biases the adjustment crank 105b and the coupling rod 87 against each other to generate static friction.
  • the biasing element 215 may comprise, for example, a plate spring 215, which is arranged concentrically to the bearing pin 212 between two shoulder surfaces of the bearing pin in order to achieve a bias of arranged between the shoulder surfaces elements against each other.
  • the left shoulder surface is formed by the bolt head 213 of the bearing pin and the right shoulder surface by the axial snap ring 218.
  • the stiction mechanism 214 may include a thrust washer 216, Preferably, as shown in Fig.
  • the plate spring 215 adjacent to the thrust washer 216 and between the thrust washer 216 and the adjusting crank 105b or the coupling rod 87 is preferably arranged directly adjacent to the shoulder surface or to the axial locking ring 218th 1b shows an analogous configuration for the second pivot 220 between the second end 87b of the coupling rod 87 and the pivot frame 80.
  • the pivot frame is fork-shaped with two end pieces 80a, 80b, and the second end 87b of the coupling rod 87 is between the two End pieces 80a, 80b of the swing frame arranged.
  • the hinge 220 includes a bearing pin 222; the bearing pin 222 is inserted through openings of both end pieces 80a, 80b of the swing frame and the second end 87b of the coupling rod 87.
  • the static friction mechanism 224 is formed by a biasing member 225 which biases at least one end portion 80a of the swing frame and the coupling rod 87 against each other to generate stiction.
  • the biasing element 225 comprises a plate spring 225, which is arranged concentrically to the bearing pin 222 between two shoulder surfaces of the bearing pin in order to achieve a bias of the arranged between the shoulder surfaces elements against each other.
  • the left shoulder surface is formed by a bolt shoulder 223 of the bearing pin and the right shoulder surface by the axial locking ring 228, which is held by a holding element 229.
  • the static friction mechanism 224 may include a thrust washer 226, such as directly adjacent the bolt shoulder 223.
  • first pivot 210 (FIG. 11c) applies correspondingly to the second pivot 220 (FIG. 1b).
  • the static friction mechanism 224 may be mounted anywhere between the two pin shoulders.
  • the valve train drive system 100 may also include a stiction mechanism 108.
  • the stiction mechanism 108 includes a biasing member 108 which biases a movable portion 113a of the drive system against a stationary portion 109 to generate stiction.
  • the movable part 113a is preferably arranged on the drive side of the coupling rod 87.
  • the movable part 113a is mitrotierbar at least in one direction of rotation with the adjusting element 105 or forcibly carried.
  • the movable part 113a may be part of the backstop mechanism 112 described in WO'321, in particular the backstop body 113a or the backstop element 112a.
  • the stationary part 109 is rigidly attached to the cylinder head, here a housing wall of a housing.
  • the biasing member 108 is designed as an axial spring.
  • a diaphragm spring or similar element can also be used.
  • the axial spring 108 is arranged between the part 113 a and a shoulder surface of the adjusting element 105.
  • the static friction mechanisms 108, 214, 224 contribute by increasing the static friction to the fact that the swing frame 80 is held stable even at high load, in particular vibrations in non-locking direction of rotation of the freewheel.
  • these stiction mechanisms 108, 214, 224 have been shown together and in the embodiment of Figs. 10 to 12b, they may be provided independently and in any other embodiments, including those with electric drive and / or worm gear for the swivel drive.
  • a static friction mechanism can bias an adjusting worm 98 (FIG. 5) against a stationary part.
  • the stiction mechanism 108, 214, 224 acts due to synergy effects in the variable ratio pivoting transmission described herein.
  • the partial drive 2-1 comprises a stop element 93a-1 fastened to the drive body 94a-1 and a counter-stop element 93b-1 fastened to the cylinder head.
  • the stop element 93a-1 and counter-stop element 93b-1 form each other a stop which limits the deflection of the swing frame 80-1 in the direction of small valve opening.
  • the counter-abutment element 93b-1 can be fixedly attached to the cylinder head (directly or indirectly).
  • the counter-abutment element 93b-1 (eg mechanically, hydraulically or electronically) may be adjustable, for example by a variable minimum (idling ) Valve opening and thus to define a base idling speed of the engine.
  • the stop element 93a-1 may also be attached to the pivot frame 80-1 or to another part of the pivot gear 94-1.
  • An analog stop and counterstop element can also be provided in the embodiment of FIGS. 4a-5.
  • Such a stop may be provided only on one cylinder head or on several (two) cylinder heads.
  • a further or alternative pair of stop and counter-stop element provide a stop, which limits the deflection of the swing frame 80-1 in the direction of large valve opening and thus defines a maximum stroke.
  • a variable valve train for actuating a valve of an internal combustion engine comprises: an actuation system having a valve actuation gearbox for actuating the valve and having a swing frame pivotally mounted about a pivot axis (in the cylinder head), pivoting the swing frame to provide valve lift for the valve Valve is adjusted; a pivot drive for pivoting the swing frame about the pivot axis with a servomotor and a pivot gear, which pivot gear is driven by the servo motor for adjusting the swing frame.
  • the servomotor is mounted on a plastic motor mount.
  • the plastic motor mount is arranged to produce a thermal insulation of the servo motor relative to the combustion chamber or the valve train, and for example, can surround the servo motor housing-like.
  • the plastic preferably has a thermal conductivity of less than 20 W / km, more preferably less than 10 W / km, and most preferably less than 2 W / km or even less than 1 W / km, and / or an E-modulus less than 20 GPa, preferably less than 10 GPa or even less than 5 GPa.
  • one or more stopper member (s) and counterstop member (s) are provided as described above.
  • a method for controlling the valve train or an internal combustion engine includes moving a throttle position control element based on a Gas command; (at least in part) transmission of the movement of the Gas joss- operating element by the traction element on the adjusting element, so that the adjusting element is moved; Transmission of the movement of the adjusting element by coupling to the bearing body, so that the position of the first axis of rotation is changed and thus the valve lift is adjusted.
  • the method preferably operates in accordance with any of the optional aspects described herein, eg, preferably, the actuator arranged for positional adjustment of the stopper pin is driven in response to an engine speed of the internal combustion engine.
  • valvetrain is configured for a motorcycle engine, or the engine is a motorcycle engine. In another aspect, a motorcycle is provided with such an internal combustion engine.

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Abstract

Ein variabler Ventiltrieb 2 zur Betätigung eines Ventils umfasst einen schwenkbar um eine Schwenkachse (24) gelagerten Schwenkrahmen (80). Der Ventiltrieb umfasst weiter einen Schwenktrieb (90) zum Schwenken des Schwenkrahmens (80) um die Schwenkachse (24) mit einem Stellmotor (92) und einem Schwenk-Getriebe (94), welches Schwenk-Getriebe (94) durch den Stellmotor (92) zum Verstellen des Schwenkrahmens (80) angetrieben wird. Das Schwenk-Getriebe (94) umfasst ein Schneckengetriebe (98a) mit einer Verstellschnecke (98), wobei die Verstellschnecke (98) über eine Welle (99) des Stellmotors (92) zum Verstellen des Schwenkrahmens (80) angetrieben wird. Die Welle (99) des Stellmotors (92) ist derart an die Verstellschnecke (98) gekoppelt, um eine Rotationsbewegung von der Welle (99) zur Verstellschnecke (98) zu übertragen, in Bezug auf Axialkräfte jedoch ein Spiel zwischen Welle (99) und Verstellschnecke (98) zu erlauben.

Description

Variabler Ventiltrieb mit Verstellschnecke mit axialem Spiel
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf das Gebiet von Verbrennungsmotoren. Im Besonderen bezieht sich die Erfindung auf einen variablen Ventiltrieb zur Betätigung eines Ventils eines Verbrennungsmotors.
Technischer Hintergrund
Variable Ventiltriebe sind im Stand der Technik bekannt. Solche variablen Ventiltriebe erlauben die Einstellung (Veränderung) eines Ventilhubs, d.h. einer den Ventilhubverlauf kennzeichnenden Größe wie z.B. der Hubhöhe (maximale Höhe der Ventilöffnung innerhalb eines Motorzyklus), Dauer und / oder Phase der Ventilöffnung relativ zum Motorzyklus. Ein variabler Ventiltrieb erlaubt es, die Hubhöhe etwa in Abhängigkeit einer Anzahl von Fahrparametern (z.B. Drehzahl) und eines Gasbefehls (z.B. Stellung eines Gashebels bzw. -pedals) einzustellen.
Ein besonders vorteilhafter variabler Ventiltrieb ist aus der DE 10 2005 057 127 AI (im Folgenden: DE' 127) bekannt, in welcher auch weitere Ventiltriebe zitiert sind. Insbesondere zeigt die DE' 127 den in Fig. 1-3 dargestellten Ventiltrieb. Darin kann eine Position der Ventilkurbelachse 14 durch Schwenken eines Schwenkrahmens 80 verändert werden, um den Ventilhub zu verstellen. Dies geschieht mittels des in Fig. 2 und 3 dargestellten Schwenktriebs 84 bzw. 84a-84d. Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, einen Ventiltrieb und einen Verbrennungsmotor mit zumindest einigen der Vorteile der in DE' 127 dargestellten Lösung bereitzustellen, der darüber hinaus ein vorteilhaftes Ansteuersystem zum Verstellen des Ventilhubs aufweist. Das Ansteuersystem soll insbesondere eine zuverlässige und gleichzeitig effiziente Ansteuerung des Verbrennungsmotors ermöglichen.
Zusammenfassung der Erfindung
Die Aufgabe wird gelöst durch den variablen Ventiltrieb zur Betätigung eines Ventils eines Verbrennungsmotors gemäß Anspruch 1.
Der variable Ventiltrieb umfasst gemäß einem Aspekt der Erfindung ein Betätigungssystem zum periodischen Öffnen und Schließen eines (d.h. mindestens eines) Ventils. Das Betätigungssystem umfasst einen schwenkbar um eine Schwenkachse (z.B. im Zylinderkopf) gelagerten (insbesondere starren) Schwenkrahmen; ein um eine erste Rotationsachse drehbar in dem Schwenkrahmen gelagertes erstes Antriebsmittel; ein Ventilbetätigungs-Getriebe zum Übertragen der Rotationsbewegung des ersten Antriebsmittels in eine Hubbewegung zur Betätigung des Ventils derart, dass wenn sich durch das Schwenken des Schwenkrahmens die Position der ersten Rotationsachse verändert, ein Ventilhub (eine den Ventilhub kennzeichnende Größe, wie etwa eine Hubhöhe und/oder eine Phase des Ventilhubsverlaufs) für das Ventil verstellt wird. Der Ventiltrieb umfasst weiter einen Schwenktrieb zum Schwenken des Schwenkrahmens um die Schwenkachse mit einem Stellmotor und einem Schwenk-Getriebe (zwischen dem Stellmotor und dem Schwenkrahmen), wobei das Schwenk-Getriebe durch den Stellmotor zum Verstellen des Schwenkrahmens angetrieben wird.
Das Schwenk-Getriebe umfasst ein Schneckengetriebe mit einer Verstellschnecke. Die Verstellschnecke wird über eine Welle des Stellmotors zum Verstellen des Schwenkrahmens angetrieben. Die Welle des Stellmotors ist derart an die Verstellschnecke gekoppelt, um eine Rotationsbewegung von der Welle zur Verstellschnecke zu übertragen, in Bezug auf Axialkräfte jedoch ein Spiel zwischen Welle und Verstellschnecke zu erlauben.
Gemäß einem bevorzugten Aspekt ist die Verstellschnecke an ein stationäres (d.h. nicht mitrotierbares) Element gekoppelt, um an die Verstellschnecke angreifende Axialkräfte an das stationäre Element abzuleiten (insbesondere im Wesentlichen ohne auf die Welle des Stellmotors durchzuschlagen). Gemäß einem weiteren bevorzugten Aspekt ist die Verstellschnecke drehbar, aber in Bezug auf axiale Bewegung fest an dem stationären Element gelagert. Vorzugsweise ist Verstellschnecke derart mittels eines Drehlagers gelagert. Ein Vorteil von Ausführungsformen der Erfindung liegt darin, dass auf die Verstellschnecke wirkende axiale Kräfte von der Welle des Stellmotors entkoppelt werden, und stattdessen z.B. auf den Zylinderkopf abgeleitet werden können, und auf diese Weise vom Stellmotor ferngehalten werden. Ein weiterer Vorteil der hierin beschriebenen Kopplung ist, dass der Schwenktrieb unempfindlicher gegenüber Temperaturschwankungen ist.
Weiter können die in DE '127 genannten weiteren Vorteile zumindest teilweise erreicht werden. Der erfindungsgemäße Ventiltrieb kann besonders vorteilhaft in Verbrennungsmotoren von Geräten oder Fahrzeugen mit hohen Motordrehzahlen, beispielsweise in Motorrädern, eingesetzt werden. Er kann weiterhin auch z.B. in Personenkraftwägen, Lastkraftwägen, Flugzeugen oder Wasserfahrzeugen eingesetzt werden. Weitere Vorteile, Merkmale, Aspekte und Details der Erfindung sowie bevorzugte Ausführungen und besondere Aspekte der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen, der Beschreibung und den Figuren.
Kurzbeschreibung der Figuren Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Figuren dargestellt und werden im Folgenden näher beschrieben. Es zeigen:
Fig. 1-3 zeigen Ansichten eines aus der DE' 127 bekannten Ventiltriebs;
Fig. 4a zeigt eine seitliche Ansicht eines erfindungsgemäßen Ventiltriebs bei geringer Hubhöhe; Fig. 4b zeigt eine vergrößerte seitliche Querschnittsansicht eines Teiles aus Fig. 4a;
Fig. 5 zeigt eine seitliche Querschnittsansicht eines erfindungsgemäßen Ventiltriebs bei großer Hubhöhe;
Fig. 6 zeigt diagrammatisch den Ventilhub als Funktion der Aktuator-Auslenkung des Schwenk- Aktuators ; Fig. 7 zeigt eine seitliche Ansicht eines weiteren erfindungs gemäßen Ventiltriebs für einen V2-Motor bei großer Hubhöhe;
Fig. 8a zeigt eine seitliche Querschnittsansicht des Ventiltriebs aus Fig. 7;
Fig. 8b zeigt ein vergrößertes Detail des Ventiltriebs aus Fig. 8a;
Fig. 9 zeigt eine seitliche Ansicht des Ventiltriebs aus Fig. 7 bei geringer Hubhöhe; Fig. 10 zeigt eine seitliche Ansicht eines Ventiltriebs gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung;
Fig. I Ia- 11c zeigen Schnittansichten des Ventiltriebs von Fig. 10;
Fig. 12a zeigt eine frontale Ansicht eines Ventiltriebs gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung; Fig. 12b zeigt eine Schnittansicht des Ventiltriebs von Fig. 12a;
Fig. 13a zeigt eine seitliche Querschnittsansicht eines Ventiltriebs gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung; und
Fig. 13b zeigt eine Schnittansicht des Ventiltriebs von Fig. 13a.
Ausführliche Beschreibung von Aspekten und Ausführungsformen Allgemeine Angaben zum Ventiltrieb (Fig. 1-3)
Im Folgenden wird mit Bezug auf Fig. 1-3 ein Ventiltrieb 2 beschrieben. Die Fig. 1-3 sind identisch auch in DE' 127 enthalten und die dargestellten Teile sind auch dort beschrieben. Der Ventiltrieb 2 kann, wie weiter unten beschrieben, mit einem Schwenktrieb gemäß der vorliegenden Erfindung (in Fig. 1-3 nicht dargestellt) ausgestattet werden.
Der in Fig. 1-3 dargestellte Ventiltrieb 2 umfasst ein Antriebssystem 10 und ein Getriebe 4. Das Antriebssystem 10 stellt eine Rotationsbewegung zur Verfügung. Die Rotationsbewegung verläuft bevorzugt synchron zum Motorzyklus des Verbrennungsmotors, so dass eine volle Rotation einem ganzen Motorzyklus entspricht, und besonders bevorzugt wird sie von der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors 1 angetrieben. Das Getriebe 4 überträgt die Rotationsbewegung des Antriebssystems in eine Hubbewegung zur Betätigung des Ventils 70. Unter einer Betätigung des Ventils ist hierbei eine Hubbewegung des Ventils 70 zu verstehen, die das Ventil 70 öffnet bzw. schließt, und zwar vorzugsweise synchron zum Motorzyklus.
Das Antriebssystem 10 umfasst ein Antriebszahnrad 22, ein Ventilkurbelzahnrad 12, und eine Ventilkurbel 16 (auch als erstes Antriebsmittel bezeichnet). Das Antriebszahnrad 22 ist ortsfest im Zylinderkopf drehbar um eine Antriebsachse 24 gelagert. Das Ventilkurbelzahnrad 12 ist starr mit der Ventilkurbel 16 verbunden. Die Ventilkurbel 16 und das Ventilkurbelzahnrad 12 sind drehbar um eine Ventilkurbelachse 14 (auch als erste Rotationsachse bezeichnet) gelagert. Hier und im Folgenden ist unter dem Begriff„Achse" eine geometrische Achse bzw. eine Rotationsachse zu verstehen. Die Lagerung der Ventilkurbel 16 ist in Fig. 1 nicht dargestellt.
Das Antriebszahnrad 22 wird von einer Kurbelwelle des Verbrennungsmotors 1 angetrieben. Der Antrieb erfolgt synchron zum Motorzyklus, d.h. eine volle Umdrehung des Antriebszahnrads 22 entspricht einem Motorzyklus. Bei einem Viertaktmotor ist das der Fall, wenn die Übersetzung zwischen Kurbelwelle und Antriebszahnrad 2: 1 beträgt. Das Antriebszahnrad 22 steht mit dem Ventilkurbelzahnrad 12 in Eingriff. Das Übersetzungsverhältnis zwischen Antriebszahnrad 22 und Ventilkurbelzahnrad 12 beträgt hierbei 1: 1. Somit wird auch das Ventilkurbelzahnrad synchron zum Motorzyklus angetrieben. Erfindungsgemäß kann in dem in Fig. 1 dargestellten Ventiltrieb die Position der Ventilkurbelachse 14 verändert werden. Der Mechanismus hierfür ist in Fig. 2-3 genauer dargestellt. Darin ist zusätzlich zu den in Fig. 1 gezeigten Elementen ein Schwenkrahmen 80 (auch als Lagerungskörper bezeichnet) sichtbar. Der Schwenkrahmen 80 ist starr, besteht in diesem Beispiel aus mehreren starr miteinander verbundenen Teilen. Er ist am Zylinderkopf 3 schwenkbar um die Schwenkachse gelagert, die identisch mit der in Fig. 1 gezeigten Antriebsachse 24 ist. Weiterhin ist die Ventilkurbel 16 in dem Schwenkrahmen 80 gelagert, so dass ein Schwenken des Schwenkrahmens 80 ein Schwenken der Ventilkurbelachse 14, d.h. eine Veränderung der Position der Ventilkurbelachse 14 entlang einer Kreisbahn um die Schwenkachse 24 bewirkt. Dadurch, dass die Schwenkachse 24 und die Antriebsachse identisch sind, wird gewährleistet, dass die Position der Ventilkurbelachse 14 in jeder Schwenkposition des Schwenkrahmens 80 auf einem Kreissegment um die Antriebsachse 24 bleibt. Dadurch ist sichergestellt, dass das um die Ventilkurbelachse 14 drehbar gelagerte Ventilkurbelzahnrad 12 und das Antriebszahnrad 22 in jeder Schwenkposition des Schwenkrahmens 80 in Eingriff bleiben.
Der Schwenkrahmen 80 kann mittels eines Schwenktriebs in einer festen Position gehalten oder geschwenkt werden. Ein beispielhafter Schwenktrieb 84, der nicht zur Erfindung gehört, ist in Fig. 2-3 dargestellt und in DE' 127 beschrieben. Der Schwenktrieb 84 umfasst ein mit dem Schwenkrahmen 80 starr verbundenes Zahnsegment 84a, in das ein Zahnrad 84b eingreift. Ein weiteres Detail des Schwenktriebs 84 sind in Fig. 3 dargestellt: Ein Schneckengetriebe 84c steht mit dem Zahnrad 84b in Eingriff und dient dazu, dieses zu drehen. Dadurch wird eine Übertragung vom Schneckengetriebe 84c zum Schwenkrahmen mit konstantem Übersetzungsverhältnis hergestellt.
Statt des Schwenktriebs 84 können die in Fig. 1-3 dargestellten und in diesem Zusammenhang beschriebenen Ventiltriebe bzw. deren Aspekte auch mit einem beliebigen Schwenktrieb gemäß der vorliegenden Erfindung kombiniert werden, und/oder auch mit einem beliebigen Aspekt gemäß der vorliegenden Erfindung kombiniert werden. Das gilt auch für weitere Aspekte wie die in Fig. 7-9 illustrierte Anordnung für mehrere Zylinderbänke.
Der Schwenktrieb einschließlich dessen Antrieb sowie der Schwenkrahmen 80 werden hierin auch als Ansteuersystem bezeichnet. Allgemeiner werden als Ansteuersystem alle Teile verstanden, die zum Einstellen und Halten der Position der ersten Ventilkurbelachse 14 dienen. Weitere Teile des Ventiltriebs, die zum periodischen Öffnen und Schließen des Ventils dienen, werden auch als Betätigungssystem bezeichnet.
Im Folgenden werden einige allgemeine (aber nicht zwingende) Aspekte der Erfindung beschrieben, die in Fig. 1-3 illustriert und mit den dort angegebenen Bezugszeichen erläutert sind, die jedoch auch unabhängig von der Ausführungsform von Fig. 1-3 im Zusammenhang mit jedweden anderen Aspekten der Erfindung realisiert werden können.
Gemäß einem Aspekt ist der Ventiltrieb im Bereich des Zylinderkopfes des Verbrennungsmotors angeordnet. Gemäß einem weiteren Aspekt umfasst der Ventiltrieb (insbesondere das Betätigungs System) weiter ein Pleuel 30 mit einem ersten Pleuelgelenk 34 und einem zweiten Pleuelgelenk 36, und ein Führungselement 60 zum Führen des Pleuels, wobei das Führungselement um eine Führungsachse 66 schwenkbar ist. Gemäß einem weiteren Aspekt ist das Pleuel 30 mit seinem ersten Pleuelgelenk 34 am ersten Antriebsmittel 16 angelenkt. Gemäß einem weiteren Aspekt ist das Pleuel 30 mit seinem zweiten Pleuelgelenk 36 am Führungselement 60 angelenkt. Gemäß einem weiteren Aspekt ist ein zweites Antriebsmittel 22 des Ventiltriebs vorgesehen, zum Antrieb des ersten Antriebsmittels 16. Das zweite Antriebsmittel 22 um eine zweite Rotationsachse 24 drehbar.
Gemäß einem weiteren Aspekt ist das zweite Antriebsmittel 22 ein zweites Antriebszahnrad ist. Der Ventiltrieb umfasst ein erstes Antriebszahnrad 12 zum Antreiben des ersten Antriebsmittels 16, wobei das erste Antriebszahnrad 12 um die erste Rotationsachse 14 drehbar ist.
Gemäß einem weiteren Aspekt ist am Führungselement 60 ein Drückelement 40 befestigt. Gemäß einem weiteren Aspekt ist das Drückelement 40 eine Rolle. Gemäß einem weiteren Aspekt umfasst der Ventiltrieb 1 ein Übertragungselement 50 in lösbarem mechanischem Kontakt mit den Drückelement 40. Gemäß einem weiteren Aspekt wird das Übertragungselement 50 von einem Kraftelement 58 in Richtung Ventil 70 vorgespannt. Gemäß einem weiteren Aspekt umfasst der Verbrennungsmotor 1 einen festen Anschlag 57 zur Definition einer maximalen Auslenkung des Übertragungselements 50. Gemäß einem weiteren Aspekt ist das Übertragungselement 50 ein Hebel, der um eine Hebelachse 52 schwenkbar ist. Gemäß einem weiteren Aspekt ist der Hebel 50 einarmig. Gemäß einem weiteren Aspekt bewirkt eine Bewegung des Drückelements 40 in Richtung der Hebelachse 52 ein Öffnen des Ventils. Gemäß einem weiteren Aspekt ist das Ventil 70 ein Einlas sventil. Gemäß einem weiteren Aspekt umfasst der Verbrennungsmotor weiter ein zweites Einlassventil 70', welches bevorzugt ebenfalls durch den Ventiltrieb betrieben wird.
Gemäß einem weiteren Aspekt ist durch die Veränderung der Position der ersten Rotationsachse 14 ein Ventilhub (eine den Ventilhubverlauf kennzeichnende Größe) veränderbar. Gemäß einem weiteren Aspekt ist die den Ventilhub verlauf kennzeichnende Größe eine Hubhöhe und/oder eine Öffnungsdauer des Ventils. Gemäß einem weiteren Aspekt ist durch die Veränderung der Position der ersten Rotationsachse 14 eine Phasenbeziehung zwischen dem Drehwinkel des ersten Antriebsmittels 16 und dem Motorzyklus veränderbar. Gemäß einem weiteren Aspekt wird das Drückelement 40 auf einer Führungsbahn 68 geführt wird, und die Führungsbahn 68 des Drückelements 40 ist durch die Veränderung der Position der ersten Rotationsachse 14 veränderbar.
Gemäß einem weiteren Aspekt ist die Veränderung der Position der ersten Rotationsachse 14 ein Schwenken der ersten Rotationsachse 14 um eine Schwenkachse 24. Gemäß einem weiteren Aspekt sind das Pleuel 30 und das Führungselement 60 Glieder einer ebenen Drehgelenkkette.
Gemäß einem weiteren Aspekt ist das Ventil 70 ein Einlassventil, und das zweite Antriebsmittel betätigt auch ein Auslassventil 78.
Gemäß einem weiteren Aspekt beträgt eine maximale Hubhöhe des Ventils 70 mindestens 5mm.
Es stellt einen allgemeinen Aspekt der Erfindung das, dass der Ventiltrieb 2 ein ebenes Koppelgetriebe mit vier Gliedern bzw. eine viergliedrige Drehgelenkkette umfasst. Die Gelenke umfassen hierbei vorzugsweise die Antriebsachse 24, die Führungsachse 66, das erste Pleuelgelenk 34, und das zweite Pleuelgelenk 36. Alle Elemente der oben beschriebenen Drehgelenkkette sind formschlüssig miteinander verbunden.
Es stellt einen allgemeinen Aspekt der Erfindung dar, dass der Ventiltrieb 2 im Bereich des Zylinderkopfes des Verbrennungsmotors angeordnet ist. Unter einer Anordnung im Bereich des Zylinderkopfes ist zu verstehen, dass die Ventilkurbel 16 grundsätzlich (d.h. in mindestens einer möglichen Position der Rotationsachse 14 bzw. in mindestens einer Schwenkposition eines Schwenkrahmens 80, wie er z.B. in Fig. 3 dargestellt ist) auf der Zylinderkopfseite bezüglich der Trennfläche zwischen Motorblock und Zylinderkopf gelagert ist. Selbst wenn im Verbrennungsmotor ein Zylinderkopf und ein Motorblock nicht klar abgrenzbar sein sollte, kann eine solche Trennfläche beispielsweise durch eine Fläche definiert werden, die durch den Kolbenboden des Hubkolbens definiert wird, wobei der Hubkolben im Oberen Kolbentotpunkt liegt. Gemäß dieser Charakterisierung entspricht der Ventiltrieb 2 einem Ventiltrieb mit obenliegender Nockenwelle („overhead camshaft"), wobei die Ventilkurbel 16 der Nockenwelle entspricht. Gemäß einem Aspekt wird daher die Verwendung des erfindungs gemäßen Ventiltriebs als Ventiltrieb mit obenliegender Nockenwelle für einen Verbrennungsmotor, sowie Verbrennungsmotor mit dem erfindungsgemäßen Ventiltrieb mit obenliegender Nockenwelle vorgeschlagen.
Durch diese Anordnung wird auch eine gekapselte Bauweise des Ventiltriebs ermöglicht, bei der die Teile des Ventiltriebs innerhalb einer Kapselung angeordnet sind.
Der Ventiltrieb 2 lässt sich gemäß einem Aspekt in ein aktives Teilsystem und ein passives Teilsystem einteilen. Das aktive Teilsystem lässt sich dadurch charakterisieren, dass der Bewegungszustand des aktiven Teilsystems im Wesentlichen durch den Bewegungszustand der Ventilkurbel 16, d.h. durch einen Drehwinkel der Ventilkurbel 16 und durch die Position der Ventilkurbelachse 14, festgelegt ist bzw. durch Formschluss mit der Ventilkurbel 16 verbunden ist. Das passive Teilsystem ist durch Kraftschluss, insbesondere mittels der Ventilfeder 72, mit dem aktiven Teilsystem verbunden.
Für weitere Details zu Fig. 1-3 wird auf die DE' 127 verwiesen, deren vollständiger Inhalt hiermit durch Verweis in die vorliegende Beschreibung einbezogen ist. Insbesondere wird auf die Absätze [0144] - [0159] sowie die dort zitierten übrigen Passagen der DE'127 verwiesen, die hiermit durch Verweis einbezogen sind. Insbesondere werden sämtliche in DE'127 beschriebenen Aspekte eines Ventiltriebs oder Verbrennungsmotors, soweit diese zusätzlich mit dem hierin beschriebenen Schwenktrieb ausgestattet sind, als zur vorliegenden Erfindung gehörig betrachtet.
Schwenk-Getriebe mit variablem Übersetzungsverhältnis (Fig. 4a - 5)
Im Folgenden wird mit Bezug auf Fig. 4a-5 ein Ventiltrieb gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung beschrieben. Darin sind entsprechende Teile mit gleichen Bezugszeichen wie in Fig. 1-3 bezeichnet, auch wenn einige geometrische Details verändert sind. Die Beschreibung der Fig. 1-3, sowie die Beschreibung in DE'127, gilt (insbesondere für das Betätigungssystem) entsprechend auch für diese Ausführungsform, soweit nicht in den Figuren oder im Folgenden abweichend dargestellt. Insbesondere hat der in Fig. 4a, 4b, 5 dargestellte Ventiltrieb einen Schwenkrahmen 80, in dem die Ventilkurbel (erstes Antriebsmittel) 16 drehbar um die Rotationsachse 14 gelagert ist. Durch Schwenken des Schwenkrahmens 80 kann, wie auch in Fig. 1-3, die Position der ersten Rotationsachse 14 verändert werden, wodurch der Ventilhub, genauer die Hubhöhe, des Ventils 70 verstellt wird. Anstelle des in Fig. 1-3 gezeigten Schwenktriebs 84 bzw. 84a-84d zum Schwenken des Schwenkrahmens 80 umfasst der in Fig. 4a-5 gezeigte Ventiltrieb den im Folgenden beschriebenen Schwenktrieb 90. Der Schwenktriebs 90 ist ausgestattet, je nach Bedarf den Schwenkrahmen 80 um die Schwenkachse 24 zu schwenken oder in seiner Position zu halten, und somit den Ventilhub des Ventils 70 zu steuern. Der Schwenktrieb 90 umfasst einen elektrischen Stellmotor (Schwenk- Aktuator) 92 und ein Schwenk-Getriebe 94. Das Schwenk-Getriebe 94 überträgt eine Drehbewegung der Stellmotor-Achse in eine Schwenkbewegung des Schwenkrahmens 80.
Das Schwenk-Getriebe 94 umfasst von der Antriebs- zur Abtriebsseite hin folgende Elemente: ein Schneckengetriebe 98a, einen drehbaren Antriebskörper 94a und eine Kuppelstange 94b. Die Drehachse 86 des Antriebskörpers 94a fällt hierbei mit der Hebelachse des Schlepphebels 50 (siehe Fig. 2) zusammen, was sowohl den Aufbau vereinfacht, Kosten senkt, und die Stabilität erhöht.
Das Schneckengetriebe 98a umfasst eine Verstellschnecke 98 und ein Zahnsegment an der Außenkontur des Antriebskörpers 94a. Die Verstellschnecke 98 ist um ihre Achse drehbar und wird durch den Stellmotor 92 angetrieben. In der vorliegenden Ausführungsform ist die Verstellschnecke 98 gemeinsam mit der Welle des Stellmotors 92 drehbar. Die Außenkontur des Antriebskörpers 94a ist mit Zähnen versehen, die in die Verstellschnecke 98 eingreifen und damit zusammenwirken, um eine Drehung der Verstellschnecke 98 in eine Drehung des Antriebskörpers 94a um seine Achse 86 zu übertragen. Die Achsen des Antriebskörpers 94a und des Schneckengetriebes 98 stehen senkrecht aufeinander.
Die Kuppelstange 94b ist zwischen dem Antriebskörper 94a und dem Schwenkrahmen 80 angelenkt, um eine Drehung des Antriebskörpers 94a in eine Schwenkbewegung des Schwenkrahmens 80 zu übertragen. Der Antriebskörper 94a, die Kuppelstange 94b und der Schwenkrahmen 80 bilden somit ein Koppelgetriebe (gemeinsam mit einem stationären, d.h. nicht mitrotierbaren Gestell, das beispielsweise durch den Zylinderkopf gebildet wird), genauer ein Gelenkviereck. Noch genauer ist das derart gebildete Gelenkviereck eine Doppelschwinge, wobei der Antriebskörper 94a eine Kurbel, die Kuppelstange 94b eine Koppel und der Schwenkrahmen 80 eine Schwinge der Doppelschwinge bilden.
Fig. 4a, 4b zeigen den Ventiltrieb bei einer Schwenkrahmen- Auslenkung, die einer geringen Hubhöhe zugeordnet ist. Dagegen wird in Fig. 5 eine Schwenkrahmen- Auslenkung dargestellt, die einer größeren Hubhöhe zugeordnet ist. Die Hubhöhe äußert sich durch die unterschiedliche Schwenkposition des Schwenkrahmens 80: In der Ansicht von Fig. 5 ist das an die Kuppelstange 94b angelenkte Ende des Schwenkrahmens 80 gegenüber Fig. 4a, 4b mehr im Uhrzeigersinn geschwenkt. Dabei sind der Antriebskörper 94a und die Kuppelstange 94b derart aneinander gekoppelt, dass der durch den Antriebskörper 94a gegenüber der Kuppelstange 94b gebildete Hebelarm 96 in Fig. 4a, 4b (Schwenkrahmen- Auslenkung mit geringer Hubhöhe) größer ist als in Fig. 5 (Schwenkrahmen- Auslenkung mit größerer Hubhöhe), dass also der Hebelarm 96 bei geringer Hubhöhe größer ist.
Dabei ist der durch den Antriebskörper 94a gegenüber der Kuppelstange 94b gebildete Hebelarm 96 definiert als der Abstand r (in Seitenansicht wie in Fig. 4a-5) der Rotationsachse 80 des Antriebskörpers 94a von der durch die Kuppelstange 94b (zwischen ihren beiden Anlenkungspunkten) gebildeten Gerade.
Diese Veränderung des Hebelarms 96 trägt maßgeblich zu dem hierin beschriebenen nichtkonstanten Übersetzungsverhältnis des Schwenk-Getriebes 94 (Verhältnis von differenzieller Schwenkrahmen-Auslenkung des 80 Schwenkrahmens zu differenzieller Aktuator-Auslenkung des Schwenk-Aktuators 92) bei: Denn bei der in Fig. 4a, 4b dargestellten Schwenkrahmen- Auslenkung (geringe Hubhöhe) wird aufgrund des größeren Hebelarms 96 eine Drehbewegung des Antriebskörpers 94a durch die Kuppelstange 94b in eine vergleichsweise große Schwenkbewegung des Schwenkrahmens 80 übertragen (großes Übersetzungsverhältnis). Bei der in Fig. 5 dargestellten Schwenkrahmen-Auslenkung (große Hubhöhe) wird dagegen aufgrund des geringeren Hebelarms 96 eine Drehbewegung des Antriebskörpers 94a durch die Kuppelstange 94b in eine wesentlich geringere Schwenkbewegung des Schwenkrahmens 80 übertragen (kleines Übersetzungsverhältnis). Im Extremfall eines verschwindenden Hebelarms (alle drei Gelenkachsen auf einer Geraden) wird die Bewegung des Stellmotors sogar erst in quadratischer Ordnung auf den Schwenkrahmen übertragen (in linearer Ordnung verschwindendes Übersetzungsverhältnis).
Daher stellt es einen allgemeinen Aspekt der Erfindung dar, dass der durch den Antriebskörper gegenüber der Kuppelstange gebildete Hebelarm bei geringer Hubhöhe größer ist als bei großer Hubhöhe, also mit steigender Hubhöhe - vorzugsweise monoton - abfällt. Gemäß einem weiteren Aspekt ist der Hebelarm bei der ersten Schwenkrahmen- Auslenkung größer ist als bei der zweiten Schwenkrahmen- Auslenkung. Gemäß einem weiteren Aspekt ist der Hebelarm bei der ersten Schwenkrahmen-Auslenkung mindestens um Faktor 2, vorzugsweise mindestens um Faktor 4, größer ist als bei der zweiten Schwenkrahmen- Auslenkung.
Ebenfalls stellt es einen allgemeinen Aspekt der Erfindung dar, dass das Übersetzungsverhältnis des Schwenkgetriebes mit steigender Hubhöhe - vorzugsweise monoton - abfällt. Gemäß einem weiteren Aspekt ist das Übersetzungsverhältnis bei der ersten Schwenkrahmen-Auslenkung (geringe Hubhöhe, vorzugsweise weniger als 20% der maximalen Hubhöhe) größer ist als bei der zweiten Schwenkrahmen- Auslenkung (größere Hubhöhe, vorzugsweise mehr als 50% oder sogar 80% der maximalen Hubhöhe). Gemäß einem weiteren Aspekt ist das Übersetzungsverhältnis bei der ersten Schwenkrahmen- Auslenkung mindestens um Faktor 2, vorzugsweise mindestens um Faktor 4, größer ist als bei der zweiten Schwenkrahmen- Auslenkung. Das wie oben beschriebene variable Übersetzungsverhältnis hat den Vorteil, dass bei geringer Hubhöhe (erste Schwenkrahmen- Auslenkung, in Fig. 4a, 4b illustriert) ein Gasbefehl aufgrund des großen Übersetzungsverhältnisses rasch umgesetzt werden kann, da eine vorgegebene Schwenkung des Schwenkrahmens 80 bereits mit einer begrenzten Bewegung des Stell-Aktuators 92 erfolgen kann. Andererseits kann bei großer Hubhöhe (zweite Schwenkrahmen- Auslenkung, in Fig. 5 illustriert) der Schwenkrahmen trotz der dann erheblichen Vibrationen des Ventils 70 stabil in seiner Position gehalten werden: Denn die durch die Vibrationen auf den Stell-Aktuator 92 übertragenen Kräfte (bzw. die zum stabilen Halten des Schwenkrahmens 80 durch den Stell-Aktuator 92 aufzuwendenden Gegenkräfte) sind aufgrund des kleinen Übersetzungsverhältnisses stark reduziert. Der analoge Effekt wird durch die oben beschriebene Veränderung des Hebelarms 96 erreicht: Gemäß diesem Aspekt übertragen bei geringer Hubhöhe (erste Schwenkrahmen- Auslenkung, in Fig. 4a, 4b illustriert) der Antriebskörper 94a und die Kuppelstange 84b aufgrund des großen Hebelarms 96 die Bewegung des Schwenk-Aktuators 92 auf den Schwenkrahmen 80, so dass eine rasche Umsetzung eines Gasbefehls möglich ist. Zwar werden auch die auf den Schwenkrahmen 80 wirkenden Kräfte auf den Schwenk-Aktuator 92 in hohem Maße zurück übertragen, aber das ist unproblematisch, da die entsprechenden Kräfte bei geringer Hubhöhe klein sind. Umgekehrt überträgt bei großer Hubhöhe (zweite Schwenkrahmen-Auslenkung, in Fig. 5 illustriert) der Antriebskörper 94a und die Kuppelstange 94b aufgrund des geringen Hebelarms 96 die Bewegung des Schwenk- Aktuators 92 in wesentlich geringerem Maße auf den Schwenkrahmen 80; dies ist jedoch unproblematisch, da in diesem Zustand eine rasche Umsetzung eines Gasbefehls weniger bedeutsam ist. Andererseits wird nur noch ein wesentlich geringerer Teil der - nun bei großer Hubhöhe erheblichen - auf den Schwenkrahmen 80 wirkenden Kräfte auf den Schwenk-Aktuator 92 zurück übertragen, so dass die erforderlichen Rückstellkräfte, um den Schwenkrahmen 80 stabil zu halten, immer noch aufgebracht werden können.
Die oben beschriebenen Vorteile werden noch verstärkt durch das erfindungsgemäße Schneckengetriebe 98a, da dieses ebenfalls aufgrund seiner Konstruktion dazu beiträgt, den Schwenkrahmen 80 stabil zu halten.
Gemäß einem allgemeinen Aspekt bildet der Antriebskörper-Hebelarm des Antriebskörpers 94a gegenüber der Kuppelstange 94b bei der ersten Schwenkrahmen-Auslenkung einen Winkel von zwischen 60° und 120°, bevorzugt zwischen 80° und 90°. Genauer gesagt ist dieser Winkel am Anlenkungspunkt zwischen Antriebskörper 94a und Kuppelstange 94b gebildet, zwischen der Geraden zur Drehachse des Antriebskörpers 94a und der Geraden zum Anlenkungspunkt zwischen Kuppelstange 94b und Schwenkrahmen 80. Gemäß einem weiteren allgemeinen Aspekt bildet der Antriebskörper-Hebelarm gegenüber der Kuppelstange 94b bei der zweiten Schwenkrahmen-Auslenkung einen Winkel von zwischen 0° und 45°, bevorzugt zwischen 2° und 30°. Gemäß einem weiteren Aspekt durchläuft dieser Winkel nicht den Null- Winkel, d.h. das Schwenk-Getriebe 94 durchläuft keinen Totpunkt.
Gemäß einem weiteren Aspekt umfasst der Schwenktrieb 94 einen um eine dritte Rotationsachse drehbaren Antriebskörper 94a, welcher ein um die dritte Rotationsachse gekrümmtes und mit der Verstellschnecke 98 in Eingriff stehendes gezahntes Segment umfasst. Gemäß einem weiteren Aspekt bildet die dritte Rotationsachse 86 gleichzeitig die Hebelachse 52 des Schlepphebels 50.
Gemäß einem weiteren Aspekt erlaubt der Schwenktrieb 94 durch Schwenken bzw. Halten des Schwenkrahmens 80 ein Verstellen (Schwenken) der ersten Rotationsachse 14. Weitere allgemeine Aspekte beziehen sich auf die Dimensionen des Schwenktriebs 90. Gemäß einem Aspekt ist die Länge des Schwenkrahmens 80 (Abstand zwischen Schwenkachse des Schwenkrahmens 80 und seinem Anlenkungspunkt an der Kuppelstange 94b) mindestens um Faktor 2, bevorzugt sogar um Faktor 3, größer als die Länge der Kuppelstange 94b (Abstand zwischen ihren beiden Anlenkungspunkten). Gemäß einem weiteren Aspekt ist die Länge der Kuppelstange 94b größer, bevorzugt mindestens um Faktor 2 größer, als die Länge des Antriebskörper-Hebelarms (Abstand zwischen Drehachse des Antriebskörpers 94a und seinem Anlenkungspunkt an der Kuppelstange 94b). Gemäß einem weiteren Aspekt ist die Länge des Antriebskörper-Hebelarms größer, bevorzugt mindestens um Faktor 2 größer, als der Abstand zwischen der Drehachse des Antriebskörpers 94a und seiner Außenkontur (radial bis zur Mitte der Zähne).
Fig. 6 zeigt diagrammatisch die Hubhöhe des Ventils 70 als Funktion der Aktuator- Auslenkung des Schwenk-Aktuators 92 (Anzahl von Umdrehungen der Welle des Stellmotors). Hierbei zeigt die durchgezogene Linie die Hubhöhe für den in Fig. 4a-5 dargestellten erfindungs gemäßen Ventiltrieb mit variablem Übersetzungsverhältnis. Die gestrichelte Linie zeigt zum Vergleich die Hubhöhe für einen ansonsten analogen Ventiltrieb, der ein Schwenkgetriebe mit einem konstantem Übersetzungsverhältnis aufweist, wie in Fig. 3 beispielhaft dargestellt ist.
Auch die gestrichelte Linie zeigt eine nicht-linear ansteigende Hubhöhe mit anfangs geringer und sodann wachsender Steigung. Dieser Verlauf ist wesentlich auf die Gestaltung der Schlepphebel-Kontur 54 zurückzuführen, nicht aber auf das (konstante) Übersetzungsverhältnis des Schwenkgetriebes. Im Vergleich der beiden in Fig. 6 gezeigten Kurven ist deutlich zu sehen, dass bei dem erfindungsgemäßen Ventiltrieb (durchgezogene Linie) die anfängliche Steigung bei geringem Ventilhub erhöht ist, bei größerem Ventilhub jedoch stärker begrenzt ist. Dadurch wird die durch die Gestaltung der Schlepphebel-Kontur 54 bedingte starke Nichtlinearität (gestrichelte Kurve) zumindest teilweise kompensiert, so dass im Ergebnis Schwankungen der Steigung dieser Kurve reduziert sind. Im Ergebnis führt das hierin beschriebene Schwenkgetriebe somit zu einem stabileren und ausgeglicheneren Verhalten des Ventiltriebs. Gemäß einem allgemeinen Aspekt ist die (variable) Übersetzung des Schwenk-Getriebes 94 derart gewählt, dass der Schwenkrahmen 80 mit 5 bis 30 Umdrehungen, vorzugsweise mit 7 bis 20 Umdrehungen des Schwenk-Aktuators (Welle des Stellmotors) 92 von der einer minimalen Hubhöhe zugeordneten Schwenkrahmen-Auslenkung zu der einer maximalen Hubhöhe zugeordneten Schwenkrahmen-Auslenkung führbar ist. Dabei kann die Schneckenübersetzung des Schneckengetriebes 98a zwischen 1: 10 und 1: 100 liegen, vorzugsweise zwischen 1 :20 und 1:80, und besonders bevorzugt zwischen 1 :30 und 1:70.
Schließlich werden weitere allgemeine Aspekte in Bezug auf das Schwenk-Getriebe mit variablem Übersetzungsverhältnis beschrieben: Gemäß einem Aspekt weist der Ventiltrieb ein Betätigungssystem zum periodischen Öffnen und Schließen eines (d.h. mindestens eines) Ventils auf. Das Betätigungssystem umfasst einen schwenkbar um eine Schwenkachse (z.B. im Zylinderkopf) gelagerten (insbesondere starren) Schwenkrahmen; ein um eine erste Rotationsachse drehbar in dem Schwenkrahmen gelagertes erstes Antriebsmittel; ein Ventilbetätigungs-Getriebe zum Übertragen der Rotationsbewegung des ersten Antriebsmittels in eine Hubbewegung zur Betätigung des Ventils derart, dass wenn sich durch das Schwenken des Schwenkrahmens die Position der ersten Rotationsachse verändert, eine Hubhöhe (optional auch ein oder mehrere andere Aspekte des Ventilhubs, also weitere den Ventilhub kennzeichnende Größen, wie etwa eine Phase des Ventilhubsverlaufs) für das Ventil verstellt wird. Der Ventiltrieb umfasst weiter einen Schwenktrieb zum Schwenken des Schwenkrahmens um die Schwenkachse mit einem Schwenk-Aktuator und einem Schwenk-Getriebe (zwischen dem Schwenk-Aktuator und dem Schwenkrahmen).
Gemäß einem allgemeinen Aspekt umfasst das Schwenk-Getriebe ein Schneckengetriebe, einen mittels des Schneckengetriebes von dem Schwenk-Aktuator angetriebenen drehbaren Antriebskörper und eine zwischen dem Antriebskörper und dem Schwenkrahmen angeordnete Kuppelstange. Das Schwenk-Getriebe weist ein nichtkonstantes Übersetzungsverhältnis auf. Das Übersetzungsverhältnis ist definiert als das Verhältnis von differenzieller Schwenkrahmen-Auslenkung des Schwenkrahmens zu differenzieller Aktuator-Auslenkung des Schwenk-Aktuators; nichtkonstant bedeutet, dass das Übersetzungsverhältnis insbesondere in Abhängigkeit von der Aktuator-Auslenkung des Schwenk-Aktuators variiert. Bevorzugt hängt das Übersetzungsverhältnis in einer solchen Weise von der Aktuator-Auslenkung (z.B. totaler Drehwinkel ab Minimalstellung) des Schwenk-Aktuators ab, dass das Übersetzungsverhältnis bei einer ersten, einer geringeren Hubhöhe zugeordneten Schwenkrahmen- Auslenkung (z.B. Schwenkwinkel des Schwenkrahmens ab Minimalstellung) größer ist als das Übersetzungsverhältnis bei einer zweiten, einer größeren Hubhöhe zugeordneten Schwenkrahmen- Auslenkung. Der Schwenktrieb ist vorzugsweise operativ an einen Gasbefehlsgeber gekoppelt, um das Schwenken des Schwenkrahmens, und somit die Veränderung der Position der ersten Rotationsachse, in Abhängigkeit eines vom Gasbefehl sgeber gegebenen Gasbefehl (und möglicherweise weiterer Einflussgrößen) erfolgt. Ausführungsformen eines erfindungsgemäßen Ventiltriebs können beispielsweise einen oder mehrere der folgenden Vorteile aufweisen:
Das nichtkonstante Übersetzungsverhältnis des Schwenk-Getriebes erlaubt eine an die jeweiligen Betriebsbedingungen angepasste Ansteuerung des Ventiltriebs. Bei einer geringeren Hubhöhe kann beispielsweise ein größeres Übersetzungsverhältnis eingestellt sein, so dass auch mit einer geringen Aktuator-Auslenkung des Schwenk-Aktuators der Schwenkrahmen rasch verstellt werden kann. Bei einer größeren Hubhöhe tritt jedoch das Problem auf, dass der Ventiltrieb aufgrund der stärkeren Auslenkung und Beschleunigung der Ventile stärkeren Vibrationen ausgesetzt ist und höhere Gegenkräfte aufwenden muss. Hier trägt ein verringertes Übersetzungsverhältnis dazu bei, dass derartige Vibrationen und Kräfte weniger stark auf den Schwenk-Aktuator rückübertragen werden bzw. besser durch den Schwenk-Aktuator aufgefangen werden können.
Weiter trägt auch das Schneckengetriebe dazu bei, gute Übertragung der Bewegung vom Schwenk-Aktuator zum Schwenkrahmen zu gewährleisten, und andererseits eine ausreichende Stabilität gegenüber Vibrationen und Rückkräften sicherzustellen. Auf diese Weise erlauben sowohl das variable Übersetzungsverhältnis als auch das Schneckengetriebe, einen ausreichenden und vor allem hinreichend stabilen Antrieb des Schwenkrahmens herzustellen, bei gleichzeitig vertretbaren Anforderungen an den Schwenk-Aktuator. Weiter kann erreicht werden, dass die Lagerung des ersten Antriebsmittels trotz der darauf wirkenden Kräfte auch bei großer Hubhöhe stabil relativ zum Zylinderkopf gehalten werden kann.
Die zwischen dem Antriebskörper und dem Schwenkrahmen angeordnete Kuppelstange ermöglicht das variable Übersetzungsverhältnis. Zusätzlich erlaubt sie eine effiziente und reibungsarme Bewegungsübertragung und trägt somit ebenfalls dazu bei, die Anforderungen an den Schwenk-Aktuator gering zu halten, wobei gleichzeitig die Flexibilität in der Anordnung und Bewegung des Schwenkrahmens erhalten bleibt.
Kopplung der Verstellschnecke an den Schwenk-Aktuator mit axialem Spiel (Fig. 4b, 5, 13a, 13b) Wieder mit Bezug auf Fig. 4b und 5 sowie auf Fig. 13a, 13b wird im Folgenden die Kopplung der Verstellschnecke 98 an den Schwenk- Aktuator 92 genauer beschrieben. Der Schwenk-Aktuator 92 wird durch einen Stellmotor mit rotierender Welle 99 gebildet. Die Verstellschnecke 98 weist eine axial verlaufende Öffnung auf, in die die Welle 99 des Stellmotors 92 eingesetzt ist. Dabei greift die Welle 99 derart in die Innenseite der Öffnung ein, dass eine Rotationsbewegung der Welle 99 an die Verstellschnecke 98 übertragen wird. Dies wird durch eine bezüglich Rotation formschlüssige Kopplung zwischen Verstellschnecke 98 und Welle 99 erreicht, beispielsweise durch eine nicht- rotations symmetrische Gestaltung der Innenkontur der Öffnung der Verstellschnecke 98, und eine entsprechend in die Innenkontur eingreifende Gestaltung der Welle 99.
Eine mögliche Ausgestaltung einer solchen bezüglich Rotation formschlüssigen Kopplung ist in Fig. 13a und 13b dargestellt. Dabei zeigt Fig. 13b einen Schnitt durch die Ebene A-a von Fig. 13a.
Ein axialer (End-)Abschnitt der Welle 99 ist weist eine nicht-rotations symmetrische Aussparung auf, und ein an der Verstellschnecke 98 befestigtes Mitnehmerelement 99a erstreckt sich derart in diese Aussparung hinein und stellt dadurch eine bezüglich Rotation formschlüssige Kopplung an die Welle 99 her. Insbesondere weist die Welle 99 an der Aussparung eine flache Seitenfläche auf, und das Mitnehmerelement 99a ist als ein Mitnehmerstift ausgestaltet. Der Mitnehmerstift 99a ist in die Öffnung der Verstellschnecke 98 derart hineingesteckt (und bevorzugt hindurchgesteckt), dass der Mitnehmerstift 99a den Formschluss durch Kontaktieren der flachen Seitenfläche herstellt.
Andererseits ist die Verstellschnecke 98 axial verschiebbar bezüglich der Welle 99, so dass ein axiales Spiel (in Bezug auf Axialkräfte bzw. axiale Bewegung) zwischen Verstellschnecke 98 und Welle 99 möglich ist. Weiter ist die Verstellschnecke durch ein Drehlager 95 (siehe Fig. 5, 13a, 13b) an den Zylinderkopf 6 gekoppelt. Die Kopplung kann entweder direkt oder indirekt über ein starres Zwischenglied erfolgen. Das Drehlager 95 erlaubt eine Drehung zwischen der Verstellschnecke 98 und dem Zylinderkopf 6, die Verstellschnecke 98 ist aber in Bezug auf axiale Bewegung fest an den Zylinderkopf 6 gekoppelt. Diese Kopplung in axialer Richtung wird durch einen Axialsicherungskörper 95a erreicht. Der Axialsicherungskörper 95a ist in Fig. 13a als Ring gestaltet. Der Axialsicherungskörper 95a greift auf einer Seite (Außenseite des Rings) in den Zylinderkopf 6 ein, und greift auf einer anderen Seite (Innenseite des Rings) in die Verstellschnecke 98 ein. Der Eingriff ist jeweils in Bezug auf Axialbewegungen formschlüssig, so dass der Axialsicherungskörper 95a auf die Verstellschnecke 98 einwirkende Axialkräfte auf den Zylinderkopf 6 überträgt. Zumindest einer dieser Eingriffe - vorzugsweise zwischen Axialsicherungskörper 95a und Verstellschnecke 98 - erlaubt jedoch relative Rotationsbewegung um die Achse, so dass die Verstellschnecke 98 relativ zu dem Zylinderkopf 6 rotierbar ist.
Aufgrund dieser Kopplung werden an die Verstellschnecke 98 angreifende Axialkräfte an den Zylinderkopf abgeleitet, im Wesentlichen ohne auf die Welle 99 des Stellmotors durchzuschlagen. Somit kann eine Rotationsbewegung von der Welle 99 zur Verstellschnecke 98 übertragen werden, der Stellmotor 92 jedoch, ein Spiel zwischen Welle 99 und Verstellschnecke 98, in Bezug auf Axialkräfte geschützt werden.
Die Entkopplung axialer Kräfte zwischen von der Verstellschnecke zur Welle des Stellmotors und das Ableiten der Axialkräfte auf den Zylinderkopf erlauben es, Axiallasten vom Stellmotor fern zu halten. Die Axiallasten werden stattdessen vom Zylinderkopf aufgenommen. Lediglich eine Rotationsbewegung kann zwischen der Verstellschnecke und der Welle des Stellmotors übertragen werden.
Ein weiterer Vorteil der hierin beschriebenen Kopplung ist, dass der Schwenktrieb unempfindlicher gegenüber thermischen Expansionen ist, da diese aufgrund des axialen Spiels absorbiert werden können. Dies ist gerade für einen im Bereich des Zylinderkopfes angeordneten Ventiltrieb ein relevanter Vorteil. Zusätzlich ist bei der hierin beschriebenen Kopplung die Wärmeübertragung vom Zylinderkopf zum Stellmotor verringert, so dass der Stellmotor besser vor Überhitzung geschützt ist. Dieser Vorteil kann noch durch Anordnung des Stellmotors 92 in einem thermisch isolierenden Gehäuse (z.B. Kunststoffgehäuse) gesteigert werden.
Gemäß einem Aspekt ist der Axialsicherungskörper 95a auf der an die Verstellschnecke 98 gekoppelten Seite (hier: Innenseite) im Wesentlichen rotationssymmetrisch um die Achse gestaltet. Der hierin beschriebene Eingriff ist vorzugsweise ein Eingriff des Axialsicherungskörper 95a in eine Vertiefung an einer den Axialsicherungskörper 95a kontaktierenden Fläche der Verstellschnecke 98 bzw. des Zylinderkopfes 6. Hierbei wird ein starr mit dem Zylinderkopf verbundenes Zwischenglied auch als zum Zylinderkopf 6 gehörig angesehen.
Gemäß einem Aspekt erstreckt sich die Welle 99 in eine Öffnung (insbesondere ein Sackloch) der Verstellschnecke 98, und ist in dieser Öffnung in Bezug auf Rotationsbewegungen formschlüssig an die Verstellschnecke 98 gekoppelt. Die Kopplung kann durch eine nicht-rotations symmetrische Innenwand der Öffnung und/oder einen nicht- rotations symmetrisches Mitnehmerelement 95a erfolgen. Gemäß einem Aspekt ist die Verstellschnecke 98 einseitig an seiner dem Antrieb (Stellmotor) 92 zugewandten Seite gelagert, und die andere Seite der Verstellschnecke 98 ist frei (ungelagert). Vorzugsweise ist das Drehlager 95 gestaltet, um die Verstellschnecke 98 gegen ein Verkippen ihrer Mittelachse zu stabilisieren.
Jeder der in diesem Abschnitt beschriebenen Aspekte ist mit weiteren hierin beschriebenen Aspekten und besonders mit weiteren, in den Ansprüchen beschriebenen Details kombinierbar: Denn die in diesem Teil beschriebene Kopplung der Verstellschnecke 98 an den Schwenk- Aktuator 92 trägt dazu bei, den Schwenkrahmens trotz der bei Betrieb auf ihn wirkenden Kräfte stabil zu halten, da dank dieser Konstruktion ein Großteil der hierfür erforderlichen Gegenkräfte durch den Zylinderkopf zur Verfügung gestellt werden, und nur ein kleiner Teil auf den (schwächeren) Stellmotor durchschlägt. Daher erzielt diese Anordnung des Schneckengetriebes 98a eine besonders vorteilhafte Wirkung in Kombination mit dem hierin ebenfalls beschriebenen Schwenk-Getriebe mit variablem Übersetzungsverhältnis .
Motor mit Teiltrieben für mehrere Zylinderbänke (Fig. 7-9)
Mit Bezug auf Fig. 7 - 9 wird nun ein weiterer erfindungsgemäßer Ventiltrieb 2 für einen V2-Motor beschrieben. In Fig. 7, 8 ist dieser Ventiltrieb bei großer Hubhöhe dargestellt; in Fig. 9 bei geringer Hubhöhe. Der Ventiltrieb 2 umfasst zwei Teiltriebe 2-1 und 2-2 für jeweils ein Einlassventil 70-1 und 70-2 und ein Auslassventil 78-1 und 78-2. Jedem dieser Teiltriebe ist eine eigene Zylinderbank (mit eigenen Brennkammern) zugeordnet, so dass die Einlassventile 70-1 und 70-2 zu verschiedenen Brennkammern zugeordnet sind. In Fig. 7 - 9 sind Teile mit gleicher Funktion wie in den vorangehenden Figuren mit gleichen Bezugszeichen wie dort versehen, wobei den Bezugszeichen eine -1 für Teile des Teiltriebs 2-1 und eine -2 für Teile des Teiltriebs 2-2 hinzugefügt ist. Mit dieser Änderung gilt die Beschreibung der vorangehenden Figuren auch für jeden der Teiltriebe 2-1 und 2-2, soweit nicht im Folgenden anders beschrieben. Insbesondere hat jeder der Teiltriebe 2-1 und 2-2 einen Schwenkrahmen 80-1 bzw. 80-2, und durch Schwenken des Schwenkrahmens 80-1 bzw. 80-2 kann die Position der jeweiligen (ersten) Rotationsachse 14-1 bzw. 14-2 verändert werden, wodurch der Ventilhub, genauer die Hubhöhe, des jeweiligen Ventils 70-1 bzw. 70-2 verstellt wird. In dem Ventiltrieb 2 ist für die Schwenkrahmen 80-1 und 80-2 beider Teiltriebe 2-1 und 2-2 ein gemeinsamer Schwenktrieb 90 vorgesehen. Der Schwenktrieb 90 ist ausgestattet, beide Schwenkrahmen 80-1 und 80-2 gemeinsam um ihre jeweilige Schwenkachse 24-1 bzw. 24- 2 zu schwenken oder in ihrer Position zu halten, und somit den Ventilhub der Ventile 70-1 und 70-2 gemeinsam und in gleicher Weise zu steuern. In dieser Ausführungsform erfolgt das Schwenken bzw. Halten beider Schwenkrahmen 80-1 und 80-2 in gleicher Weise (spiegelbildlich um den gleichen Winkel), um den Ventilhub der Ventile 70-1 und 70-2 gemeinsam und in gleicher Weise zu steuern (siehe Fig. 7 und Fig. 9 für zwei verschiedene Schwenk-Zustände der Schwernahmen 80-1 und 80-2). Der gemeinsame Schwenktrieb 90 umfasst einen gemeinsamen Schwenk-Aktuator 92 und Schwenk-Getriebe 94-1 und 94-2. Das Schwenk-Getriebe 94-1 überträgt eine Bewegung des Schwenk- Aktuators 92 in eine Schwenkbewegung des Schwenkrahmens 80-1, und das Schwenk-Getriebe 94-2 überträgt die Bewegung des Schwenk-Aktuators 92 in eine Schwenkbewegung des Schwenkrahmens 80-2. Der Schwenk-Aktuator 92 weist einen Stellmotor 91 und zwei Wellenenden 99-1, 99-2 an gegenüberliegenden Seiten des Stellmotors 91 auf. Das erste Schwenk-Getriebe 94-1 koppelt das erste Wellenende 99-1 zum Schwenken an den ersten Schwenkrahmen 80-1, und das zweite Schwenk-Getriebe 94-2 koppelt das zweite Wellenende 99-2 zum Schwenken an den zweiten Schwenkrahmen 80-2. Die beiden Wellenenden 99-1, 99-2 gehören vorzugsweise zu einer gemeinsamen (ein- oder mehrstückigen) durchgehenden, also im Ganzen rotierenden, Welle des Stellmotors 92.
Die Schwenk-Getriebe 94-1 und 94-2 sind darüber hinaus jeweils wie das in Fig. 4a-5 dargestellte Schwenk-Getriebe 94 aufgebaut, und die obige Beschreibung dieses Schwenk- Getriebes und zu diesem gehöriger allgemeiner Aspekte gilt auch für die Schwenk-Getriebe 94-1 und 94-2 entsprechend. Insbesondere weisen die Schwenk-Getriebe 94-1 und 94-2 von der Antriebs- zur Abtriebsseite hin folgende Elemente auf: ein erstes Schneckengetriebe mit einer durch das erste bzw. zweite Wellenende 99-1, 99-2 angetriebenen ersten Verstellschnecke 98-1 bzw. 98-2, einen drehbaren Antriebskörper 94a- 1 bzw. 94a-2 und eine Kuppelstange 94b- 1 bzw. 94b-2. Die erste und die zweite Verstellschnecke 98-1, 98-2 sind gegenläufig, d.h. eine ist linksgängig und die andere rechtsgängig. Diese Anordnung ermöglicht es, eine gegenläufige Drehbewegung der Wellenenden 99-1, 99-2 (wie etwa bei einer durchgehenden Welle) in eine gleichartige Schwenkbewegung der Schwenkrahmen 80-1 und 80-2 zu übertragen.
In der Querschnittsansicht von Fig. 8a ist weiter die Kopplung der Verstellschnecken 98-1 und 98-2 an die Wellenenden 99-1 bzw. 99-2 des Stellmotors dargestellt. Die Anordnung ist für jeden der Teiltriebe analog zu der in Fig. 4b und 5 dargestellten Anordnung, und die Beschreibung dieser Figuren gilt mit den bereits beschriebenen Abwandlungen auch für jede der Verstellschnecken 98-1 und 98-2 von Fig. 8a. Insbesondere ist auch in der Ausführungsform von Fig. 8a das jeweilige Wellenende 99-1 (99-2) bezüglich Rotation formschlüssig (ggf. über Zwischenglieder) an die Verstellschnecke 98-1 (98-2) gekoppelt, so dass eine Rotationsbewegung übertragen wird; und andererseits ist ein axiales Spiel zwischen der Verstellschnecke 98-1 (98-2) und Wellenende 99-1 (99-2) möglich. Diese Anordnung bietet in der Kombination mit einem gemeinsamen Schwenk-Aktuator für mehrere Teiltriebe besondere Vorteile, da sie eine Längenänderung zwischen beiden Verstellschnecken 98-1 und 98-2 bzw. zwischen beiden Lagern 95-1 und 95-2 erlaubt. Eine solche Längenänderung kann beispielsweise aufgrund thermischer Ausdehnung des die beiden Ventiltriebe verbindenden Motorabschnitts erfolgen. Durch das axiale Spiel können solche und andere thermische Schwankungen im Bereich des Schwenk-Aktuators besonders effizient gelindert werden.
Die Verstellschnecke 98-1 (98-2) ist durch ein Drehlager 95-1 (95-2) an den Zylinderkopf (nicht dargestellt) gekoppelt. Das Drehlager 95-1 (95-2) erlaubt eine Drehung zwischen der Verstellschnecke 98-1 (98-2) und dem Zylinderkopf, koppelt sie aber in Bezug auf axiale Bewegung fest an den Zylinderkopf. Das Drehlager 95-1 (95-2) ist analog zu dem in Fig. 5 dargestellten Drehlager 95, mit dem Unterschied, dass das Drehlager 95-1 (95-2) jedoch an einer bezüglich des Stellmotors 92 distalen Position der Verstellschnecke 98-1 (98-2). Diese Anordnung erlaubt es, die beiden Teiltriebe 2-1 und 2-2 näher zueinander anzuordnen und trägt somit zu einer kompakteren Geometrie des V2-Motors bei.
Fig. 8b, die eine Vergrößerung eines Ausschnitts aus Fig. 8a ist, zeigt im Detail die Kopplung zwischen dem ersten Wellenende 99-1 und der Verstellschnecke 98-1. Die Kopplung erfolgt durch ein hohles Zwischenstück 99b, welches an seiner Innenseite (antriebsseitig) an ein Wellenstück der Welle 99 und an seiner Außenseite (abtriebsseitig) in eine Öffnung der Verstellschnecke 98-1 eingesetzt ist. Das Zwischenstück 99b kann als Teil des Wellenendes 99-1 angesehen werden. Weiter ist das Zwischenstück 99b an seiner Innenseite derart angeschrägt, dass sich die Innenseite antrieb sseitig öffnet, und an seiner Außenseite derart angeschrägt, dass sich die Außenseite abtrieb sseitig verjüngt. Dadurch wird der rotationsmäßige Formschluss auch bei einem leichten Winkelfehler (relative Neigung der gegenüber dem Zwischenstück 99b antriebs- und abtrieb sseitigen Drehachse, um z.B. bis zu 3°) sichergestellt.
Das zweite Wellenende 99-2 des Stellmotors 92 ist durch ein separates Teilstück 99a der Welle 99 gebildet (Fig. 8a). Dieses separate Teilstück 99a ist formschlüssig mitdrehbar an den Rest der Welle 99 gekoppelt, dennoch entriegelbar und nach Entriegelung seitlich herausnehmbar. Nach Herausnahme des Teilstücks 99a kann der Stellmotor 92 durch Verkippen weg von seiner Achse entnommen werden. Somit ist nach Herausnahme des Teilstücks 99a der Stellmotor 92 ohne Ausbau weiterer Teile auf einfache Weise, etwa für Wartungszwecke, entnehmbar. Zusätzlich dient das Teilstück 99a auch der Grundeinstellung des Ventiltriebs, da es nach dem Zusammenbau des Ventiltriebs erst dann verriegelt werden kann, wenn beide Schwenkrahmen 80-1 und 80-2 in den gleichen Schwenkzustand (gleiche Auslenkung) gebracht worden sind.
Auch wenn die in Fig. 7-9 dargestellte Ausführungsform einen V2-Motor darstellt, ist ein analoger Ventiltrieb auch mit anderen Motoren möglich. Vorteilhaft ist ein solcher Ventiltrieb insbesondere bei einem Motor mit mindestens zwei Zylinderbänken, so dass der erste und zweite Teiltrieb 2-1, 2-2 jeweils einer der Zylinderbänke zugeordnet ist. Eine Zylinderbank kann hierbei einen einzelnen Zylinder oder mehrere in der Zylinderbank aufgereihte Zylinder umfassen. Der Ventiltrieb ist für einen Motor mit beliebigem Bankwinkel zwischen 0° und 180° verwendbar, wobei ein Bankwinkel von 50°- 180° besonders vorteilhaft ist. Besonders vorteilhaft ist der Ventiltrieb für einen V- oder W- Motor verwendbar. Im Folgenden werden einige allgemeine Aspekte in Bezug auf die Teiltriebe beschrieben: Gemäß einem Aspekt umfasst ein variabler Ventiltrieb 2 zur Betätigung eines ersten und eines zweiten Ventils 70-1, 70-2 eines Verbrennungsmotors: ein erstes Betätigungssystem mit einem ersten Ventilbetätigungs-Getriebe 4-1 zur Betätigung des ersten Ventils 70-1 und mit einem schwenkbar um eine erste Schwenkachse 24-1 (z.B. im Zylinderkopf) gelagerten ersten Schwenkrahmen 80-1, wobei durch das Schwenken des ersten Schwenkrahmens 80-1 ein Ventilhub für das erste Ventil 70-1 verstellt wird; ein zweites Betätigungs System mit einem zweiten Ventilbetätigungs-Getriebe 4-2 zur Betätigung des zweiten Ventils 70-2 und mit einem schwenkbar um eine zweite Schwenkachse 24-2 (z.B. im Zylinderkopf) gelagerten zweiten Schwenkrahmen 80-2, wobei durch das Schwenken des zweiten Schwenkrahmens 80-2 ein Ventilhub für das zweite Ventil 70-2 verstellt wird. Weiter enthält der Ventiltrieb einen Schwenktrieb 90 zum gemeinsamen Schwenken des ersten und zweiten Schwenkrahmens 80-1, 80-2 mit einem Schwenk- Aktuator 92, wobei der Schwenk- Aktuator 92 einen Stellmotor 91 und zwei Wellenenden 99-1, 99-2 an gegenüberliegenden Seiten des Stellmotors 91 aufweist, wobei das erste der beiden Wellenenden 99-1 zum Schwenken an den ersten Schwenkrahmen 80-1 gekoppelt ist, und das zweite der beiden Wellenenden 99-2 zum Schwenken an den zweiten Schwenkrahmen 80-2 gekoppelt ist.
Gemäß einem weiteren Aspekt sind das erste und das zweite Ventil 70-1, 70-2 zu zwei verschiedenen Zylinderbänken des Verbrennungsmotors zugeordnet. Gemäß einem weiteren Aspekt sind die Ventile für einen V-Motor angeordnet.
Gemäß einem weiteren Aspekt sind die Ventile 70-1, 70-2 Einlassventile, und der Ventiltrieb umfasst weiter zwei jeweils zugehörige Auslassventile 78-1, 78-2, wobei die einander zugehörigen Einlass- und Auslassventile 70-1, 78-1; 70-2, 78-2 bevorzugt gemeinsam angetrieben sind.
Gemäß einem weiteren Aspekt sind die beiden Wellenenden 99-1, 99-2 bezüglich Rotation starr miteinander verbundene gegenüberliegende Enden einer ein- oder mehrstückigen Welle.
Gemäß einem weiteren Aspekt ist der Schwenktrieb 90 eingerichtet, um den ersten und zweiten Schwenkrahmen 80-1, 80-2 gemeinsam und vorzugsweise in gleicher Weise um ihre jeweilige Schwenkachse 24-1, 24-2 zu schwenken oder in ihrer Position zu halten.
Gemäß einem weiteren Aspekt weist der Schwenktrieb 90 ein erstes Schwenk-Getriebe 94-
1 zum Übertragen einer Bewegung des Stellmotors 92 in eine Schwenkbewegung des ersten Schwenkrahmens 80-1, und ein zweites Schwenk-Getriebe 94-2 zum Übertragen einer Bewegung des Stellmotors 92 in eine Schwenkbewegung des zweiten Schwenkrahmens 80-
2 auf. Gemäß einem weiteren Aspekt umfasst das erste Schwenk-Getriebe 94-1 ein erstes Schneckengetriebe mit einer durch das erste Wellenende 99-1 angetriebenen ersten Verstellschnecke 98-1, und das zweite Schwenk-Getriebe 94-2 umfasst ein zweites Schneckengetriebe mit einer durch das zweite Wellenende 99-2 angetriebenen zweiten Verstellschnecke 98-2. Gemäß einem weiteren Aspekt sind die erste und die zweite Verstellschnecke 98-1, 98-2 gegenläufig, also eine linksgängig und die andere rechtsgängig.
Gemäß einem weiteren Aspekt sind das erste und das zweite Schwenk-Getriebe 94-1, 94-2, (und vorzugsweise auch der erste und der zweite Schwenkrahmen 80-1, 80-2 oder sogar das erste und das zweite Betätigungs System) spiegelbildlich und / oder auf gegenüberliegenden Seiten des Stellmotors 92 aufgebaut.
Gemäß einem weiteren Aspekt verbindet eine Welle 99 die beiden Wellenenden 99-1, 99-2. Die Verbindung kann einen rotationsmäßigen Formschluss zwischen beiden Wellenenden 99-1, 99-2 herstellen. Gemäß einem bevorzugten Aspekt ist die Welle 99 gestaltet, um den rotationsmäßigen Formschluss auch bei einem Winkelfehler von mindestens bis zu 3° sicherzustellen. Eine solche Gestaltung ist beispielsweise durch ein Zwischenstück möglich, das Wellenabschnitte bzw. -enden derart miteinander verbindet, dass auch bei Vorliegen des Winkelfehlers der rotationsmäßige Formschluss erhalten bleibt. Beispielsweise kann das Zwischenstück an seiner Innenseite an ein erstes Wellenstück der Welle und an seiner Außenseite an ein weiteres Wellenstück der Welle oder an die Verstellschnecke eingesetzt sein. Die Innenseite kann sich zu dem ersten Wellenstück hin öffnen, und die Außenseite kann sich zu dem weiteren Wellenstück oder der Verstellschnecke hin verjüngen.
Gemäß einem weiteren Aspekt weist die Welle 99 einen Entriegelungsmechanismus 99a auf (der beispielsweise zwei Wellenabschnitte miteinander verbindet oder ein Wellenende mit einer von diesem Wellenende angetriebenen Verstellschnecke), wobei die Welle bei verriegeltem Entriegelungsmechanismus 99a einen rotationsmäßigen Formschluss zwischen den beiden Wellenenden 99-1, 99-2 (genauer zwischen den von den Wellenenden angetriebenen Verstellschnecken) herstellt, und bei entriegeltem Entriegelungsmechanismus 99a der rotationsmäßige Formschluss gelöst ist. Der Entriegelungsmechanismus 99a kann beispielsweise durch eine Schraube hergestellt werden, die einen Reibschluss wahlweise herstellt oder löst.
Gemäß einem weiteren Aspekt ist das erste Schwenk-Getriebe 94-1 ist ein erstes Schneckengetriebe mit einer durch das erste Wellenende 99-1 angetriebenen ersten Verstellschnecke 98-1. Zusätzlich oder alternativ ist das zweite Schwenk-Getriebe 94-2 ist ein zweites Schneckengetriebe mit einer durch das zweite Wellenende 99-2 angetriebenen zweiten Verstellschnecke 98-2. In jedem dieser Fälle ist zumindest eines der ersten und zweiten Wellenenden 99-1, 99-2 derart an die entsprechende der ersten und zweiten Verstellschnecken 98-1, 98-2 gekoppelt, um eine Rotationsbewegung von dem Wellenende 99-1, 99-2 zur Verstellschnecke 98-1, 98-2 zu übertragen, in Bezug auf Axialkräfte jedoch ein Spiel zwischen dem Wellenende 99-1, 99-2 und der Verstellschnecke 98-1, 98-2 zu erlauben. Diese Aspekte können auch mit anderen hierin beschriebenen Aspekten, etwa zur Kopplung der Verstellschnecke an den Schwenk-Aktuator und/oder zum Schwenk-Getriebe mit variablem Übersetzungsverhältnis, für eins oder beide der Schwenk-Getriebe, kombiniert werden. Beispielsweise kann zumindest eines der ersten und zweiten Wellenenden 99-1, 99-2 derart an die entsprechende der ersten und zweiten Verstellschnecken 98-1, 98-2 gekoppelt ist, um eine Rotationsbewegung von dem Wellenende 99-1, 99-2 zur Verstellschnecke 98-1, 98-2 zu übertragen, in Bezug auf Axialkräfte jedoch ein Spiel zwischen dem Wellenende 99-1, 99-2 und der Verstell Schnecke 98-1, 98-2 zu erlauben. Auch jeder weitere hierin beschriebenen Aspekt bezüglich einer solchen rotationsmäßigen Kopplung bzw. axialen Entkopplung ist für eins oder beide der Wellenenden 99-1, 99-2 anwendbar.
Der hierin beschriebene Ventiltrieb hat unter anderem den Vorteil, dass der Aufbau einfach, kostengünstig und platzsparend und dennoch zuverlässig ist. Zu diesem Vorteil trägt insbesondere der erfindungs gemäße Schwenktrieb zum gemeinsamen Schwenken des ersten und zweiten Schwenkrahmens mit gemeinsamem Stellmotor bei. Durch das gemeinsame Schwenken werden nicht nur Komponenten eingespart, sondern es wird auch eine gleichmäßige und aufeinander abgestimmte Verstellung der jeweiligen Betätigungssysteme sichergestellt.
Dämpfungselemente (Fig. 10- 12b)
Mit Bezug auf Fig. 10 bis 12b wird nun ein weiterer erfindungs gemäßer Ventiltrieb beschrieben. Anstelle des Ansteuersystems der oben beschriebenen Ventiltriebe weist dieser Ventiltrieb ein mechanisches Ansteuersystem 100 für den Schwenkrahmen 80 auf. Fig. I Ia zeigt einen Schnitt durch die Ebene A-A in Fig. 10; Fig. I Ib und 11c zeigen vergrößerte Ausschnitte von Fig. I Ia.
Das Ansteuersystem 100 dient zur Ansteuerung über einen Seilzug, der eine Drehbewegung an eine Seilzugaufnahme 102 überträgt. Die Seilzugaufnahme 102 ist über eine Zwischenfeder 104 kraftschlüssig mit einer Verstellelement 105 verbunden (über weitere Elemente wie einen Mitnehmer). Das Verstellelement 105 ist gemeinsam mit einer Verstellwelle 105a und einer Verstellkurbel 105b drehbar. Die Verstellkurbel 105b treibt über eine Koppelstange 87 den Schwenkrahmen 80 an.
Das Verstellelement 105 (insbesondere die Verstellwelle 105a) ist mittels des lösbaren Rücklaufsperr-Mechanismus 112 an ein (in Bezug auf die Drehung) ortsfestes Element gekoppelt, wobei eine Sperrrichtung des Rücklaufsperr-Mechanismus gerichtet ist, um eine Bewegung des Verstellelements 105 in eine die Hubhöhe verringernde Richtung zu sperren. Zu diesem Zweck umfasst der Rücklaufsperr-Mechanismus 112 ein mit der Verstellwelle 105a mitdrehbares Rücklaufsperr-Element 112a und ein in Bezug auf Drehung ortsfestes, z.B. am Zylinderkopf fest angebrachtes Gegenelement (nicht dargestellt). Weiter ist ein Lösemechanismus 117 zum Lösen des Rücklaufsperr-Mechanismus 112 vorgesehen.
Dieses Ansteuersystem 100 ist analog zu dem in Fig. 8a bis 9b der WO 2014/135321 AI (= WO '321) dargestellten Ansteuersystem. Einander entsprechende Teile sind mit den gleichen Bezugszeichen wie in WO'321 gekennzeichnet. Für eine detailliertere Beschreibung des Ansteuersystems 100 wird daher auf die Beschreibung der Fig. 8a bis 9b der WO'321 verwiesen, die hiermit vollumfänglich durch Bezugnahme aufgenommen ist. Dies gilt insbesondere auf Seite 17 Zeile 15 bis Seite 20 Zeile 17 der WO'321, einschließlich der dort genannten Verweise.
Für die Koppelstange 87 und alle weiteren von ihr angetriebenen Teile gilt die Beschreibung der weiteren Ausführungsformen analog (bis auf die im Folgenden ausdrücklich beschriebenen Unterschiede), wobei entsprechende Teile mit den gleichen Bezugszeichen gekennzeichnet sind.
Das Ansteuersystem 100 der Fig. 10 bis 12b dient zur Illustration einiger weiterer im Folgenden beschriebener allgemeiner Aspekte, die entsprechend auch mit weiteren Aspekten und Ausführungsformen kombiniert werden können.
Gemäß einem Aspekt umfasst der variable Ventiltrieb 2 ein Betätigungssystem zum periodischen Öffnen und Schließen des Ventils (70), wie hierin beschrieben, und ein Ansteuersystem 100. Das Ansteuersystem 100 umfasst ein Gasstellungs-Bedienelement 102, dessen Stellung in Abhängigkeit eines Gasbefehls veränderbar ist; ein bewegliches Verstellelement 105, welches derart an den Lagerungskörper 80 gekoppelt ist, dass durch eine Bewegung des Verstellelements die Position der ersten Rotationsachse 14 verändert und somit der Ventilhub verstellt wird; und ein Kraftschluss-Element 104, das das Gasstellungs-Bedienelement 102 kraftschlüssig mit dem Verstellelement 105 verbindet.
Das Verstellelement 105 kann mittels einer Rückholfeder 106 in eine die Hubhöhe verringernde Richtung vorgespannt sein.
Das Verstellelement 105 kann mittels eines lösbaren Rücklaufsperr-Mechanismus 112a an ein ortsfestes Element 112b gekoppelt sein, wobei eine Sperrrichtung des Rücklaufsperr- Mechanismus gerichtet ist, um eine Bewegung des Verstellelements in eine die Hubhöhe verringernde Richtung zu sperren. Der Rücklaufsperr-Mechanismus 112a kann ein mit dem Verstellelement 105 mitdrehbares Rücklaufsperr-Element 112a umfassen.
Der Rücklaufsperr-Mechanismus kann eine die Freilaufrichtung und die Sperrrichtung definierende Einwegkupplung 113b umfassen, wobei die Einwegkupplung 113b das Verstellelement 105 an einen arretierbaren oder ortsfesten Rücklauf sperren- Körper 113a koppelt.
Die Einwegkupplung 113b kann als Hülsenkupplung ausgebildet sein, welche eine Verstell welle 105 a des Verstellelements 105 umgibt.
Gemäß einem Aspekt ist die Koppelstange 87 an ihrem ersten Ende 87a (antriebsseitig) mit einem Antriebskörper wie etwa der Verstellkurbel 105b verbunden, und ist an ihrem zweiten Ende 87b (abtriebsseitig) mit dem Schwenkrahmen 80 verbunden. Die Verbindung erfolgt jeweils über Drehgelenke 210, 220.
Gemäß einem Aspekt weist zumindest eines der Drehgelenke 210, 220 einen Haftreibungsmechanismus zur kontrollierten Erhöhung der Haftreibung des jeweiligen Drehgelenks 210, 220 auf. Eine mögliche Ausgestaltung des Drehgelenks 210 am ersten Ende 87a der Koppelstange 87 mit Haftreibungs-mechanismus 214 ist beispielsweise in Fig. 11c dargestellt. Das Drehgelenk 210 umfasst einen Lagerbolzen 212. Der Lagerbolzen 212 ist durch Öffnungen der Verstellkurbel 105b und der Koppelstange 87 hindurchgesteckt, so dass eine Relativdrehung um die Bolzenachse des Lagerbolzens 212 möglich ist. Gemäß einer möglichen Ausgestaltung wird der Haftreibungs-mechanismus 214 durch ein Vorspann-Element 215 gebildet, welches die Verstellkurbel 105b und die Koppelstange 87 zur Erzeugung von Haftreibung gegeneinander vorspannt. In Fig. 11c etwa drückt das Vorspann-Element 215 eine den Lagerbolzen 212 umgebende Fläche der Verstellkurbel 105b gegen eine entsprechende Fläche der Koppelstange 87 mit einer derart bemessenen Vorspannung, dass einerseits eine relevante und reproduzierbare Haftreibung erzeugt wird, andererseits eine Drehung des Drehgelenks 210 durch das Ansteuersystem 100 möglich bleibt.
Das Vorspann-Element 215 kann etwa eine Tellerfeder 215 umfassen, welche konzentrisch zum Lagerbolzen 212 zwischen zwei Schulterflächen des Lagerbolzens angeordnet ist, um eine Vorspannung der zwischen den Schulterflächen angeordneten Elemente gegeneinander zu erreichen. In Fig. 11c wird die linke Schulterfläche durch den Bolzenkopf 213 des Lagerbolzens und die rechte Schulterfläche durch den axialen Sicherungsring 218 gebildet. Zusätzlich kann der Haftreibungs-mechanismus 214 eine Anlaufscheibe 216 umfassen, etwa direkt benachbart zur Schulterfläche bzw. zu dem axialen Sicherungsring 218. Vorzugsweise ist, wie in Fig. 11c dargestellt, die Tellerfeder 215 zu der Anlaufscheibe 216 benachbart und zwischen der Anlauf scheibe 216 und der Verstellkurbel 105b oder der Koppelstange 87 angeordnet. Fig. I Ib zeigt eine analoge Gestaltung für das zweite Drehgelenk 220 zwischen dem zweiten Ende 87b der Koppelstange 87 und dem Schwenkrahmen 80. Hier ist der Schwenkrahmen gabelartig mit zwei Endstücken 80a, 80b ausgeführt, und das zweite Ende 87b der Koppelstange 87 ist zwischen den Endstücken 80a, 80b des Schwenkrahmens angeordnet. Das Drehgelenk 220 umfasst einen Lagerbolzen 222; der Lagerbolzen 222 ist durch Öffnungen beider Endstücke 80a, 80b des Schwenkrahmens und des zweiten Endes 87b der Koppelstange 87 hindurchgesteckt.
Der Haftreibungs-mechanismus 224 wird durch ein Vorspann-Element 225 gebildet, welches zumindest ein Endstück 80a des Schwenkrahmens und die Koppelstange 87 zur Erzeugung von Haftreibung gegeneinander vorspannt. Das Vorspann-Element 225 umfasst eine Tellerfeder 225, welche konzentrisch zum Lagerbolzen 222 zwischen zwei Schulterflächen des Lagerbolzens angeordnet ist, um eine Vorspannung der zwischen den Schulterflächen angeordneten Elemente gegeneinander zu erreichen. In Fig. 11c wird die linke Schulterfläche durch eine Bolzenschulter 223 des Lagerbolzens und die rechte Schulterfläche durch den axialen Sicherungsring 228 gebildet, der durch ein Halteelement 229 festgehalten wird. Zusätzlich kann der Haftreibungs-mechanismus 224 eine Anlaufscheibe 226 umfassen, etwa direkt benachbart zur Bolzenschulter 223.
Die weitere Beschreibung zum ersten Drehgelenk 210 (Fig. 11c) gilt für das zweite Drehgelenk 220 (Fig. I Ib) entsprechend. Wie in den beiden Figuren illustriert, kann der Haftreibungs-mechanismus 224 an beliebiger Stelle zwischen den beiden Bolzenschultern angebracht sein.
Gemäß einem weiteren Aspekt, in Fig. 12b illustriert, kann das Ansteuersystem 100 des Ventiltriebs auch einen Haftreibungs-mechanismus 108 umfassen. Der Haftreibungsmechanismus 108 umfasst ein Vorspann-Element 108, welches ein bewegliches Teil 113a des Ansteuersystems gegen ein ortsfestes Teil 109 zur Erzeugung von Haftreibung vorspannt. Das bewegliche Teil 113a ist vorzugsweise antriebsseitig der Koppelstange 87 angeordnet. Vorzugsweise ist das bewegliche Teil 113a zumindest in einer Drehrichtung mit dem Verstellelements 105 mitrotierbar bzw. zwangsweise mitgeführt. Beispielsweise kann das bewegliche Teil 113a ein Teil des in WO'321 beschriebenen Rücklauf sperren- Mechanismus 112, insbesondere der Rücklaufsperren-Körper 113a oder das Rücklaufsperr- Element 112a sein. Das ortsfeste Teil 109 ist starr am Zylinderkopf befestigt, hier eine Gehäusewand eines Gehäuses.
Das Vorspann-Element 108 ist als Axialfeder gestaltet. Eine Tellerfeder oder ein vergleichbares Element können ebenfalls verwendet werden. Ein Vorspann-Element mit größerem Federweg als 0,5 mm oder als 1 mm, vorzugsweise größer als 5 mm, ist aufgrund der vorhandenen Toleranzen vorteilhaft; ein solcher Federweg wird durch typische Tellerfedern nicht erreicht. Die Axialfeder 108 ist zwischen dem Teil 113a und einer Schulterfläche des Verstellelements 105 angeordnet.
Die Haftreibungs-mechanismen 108, 214, 224 tragen durch Erhöhung der Haftreibung dazu bei, dass der Schwenkrahmen 80 auch bei hoher Belastung insbesondere Vibrationen in Nichtsperr- Drehrichtung des Freilaufs stabil gehalten wird. Auch wenn diese Haftreibungsmechanismen 108, 214, 224 gemeinsam und in der Ausführungsform von Fig. 10 bis 12b dargestellt wurden, können sie auch unabhängig voneinander und in beliebigen anderen Ausführungsformen vorgesehen sein, auch solchen mit elektrischem Antrieb und/oder Schneckengetriebe für den Schwenktrieb. Dort kann etwa ein Haftreibungs-mechanismus eine Verstellschnecke 98 (Fig. 5) gegen ein ortsfestes Teil vorspannen.
Besonders vorteilhaft wirkt der Haftreibungs-mechanismus 108, 214, 224 aufgrund von Synergieeffekten in dem hierin beschriebenen Schwenk-Getriebe mit variablem Übersetzungsverhältnis .
Weitere Aspekte
Als weiteres zusätzlich in Fig. 7-9 dargestelltes Detail umfasst der Teiltrieb 2-1 ein an dem Antriebskörper 94a- 1 befestigtes Anschlagselement 93a- 1 und ein am Zylinderkopf befestigtes Gegenanschlagselement 93b- 1. Das Anschlagselement 93a- 1 und Gegenanschlagselement 93b- 1 bilden miteinander einen Anschlag, welcher die Auslenkung des Schwenkrahmens 80-1 in Richtung kleiner Ventilöffnung begrenzt. Das Gegenanschlagselement 93b- 1 kann ortsfest am Zylinderkopf (direkt oder indirekt) befestigt sein. Alternativ kann das Gegenanschlagselement 93b- 1 (z.B. mechanisch, hydraulisch oder elektronisch) einstellbar sein, etwa um eine variable minimale (Leerlauf- )Ventilöffnung und somit eine Basisleerlaufdrehzahl des Motors zu definieren. In einer weiteren alternativen Ausführungsform kann das Anschlagselement 93a- 1 auch an dem Schwenkrahmen 80-1 oder an einem anderen Teil des Schwenkgetriebes 94-1 angebracht sein. Ein analoges Anschlags- und Gegenanschlagselement kann auch in der Ausführungsform von Fig. 4a-5 vorgesehen sein.
Ein solcher Anschlag kann nur an einem Zylinderkopf oder an mehreren (beiden) Zylinderköpfen vorgesehen sein.
Analog kann auch ein weiteres oder alternatives Paar von Anschlags- und Gegenanschlagselement einen Anschlag zur Verfügung stellen, welcher die Auslenkung des Schwenkrahmens 80-1 in Richtung großer Ventilöffnung begrenzt und somit einen Maximalhub definiert.
Im Folgenden noch weitere Aspekte zu dem Anschlag sowie zu einer (in den Figuren nicht dargestellten) Motoraufnahme für den Stellmotor eines Ventiltriebs erläutert.
Gemäß einem Aspekt umfasst ein variabler Ventiltrieb zur Betätigung eines Ventils eines Verbrennungsmotors: ein Betätigungs System mit einem Ventilbetätigungs-Getriebe zur Betätigung des Ventils und mit einem schwenkbar um eine Schwenkachse (im Zylinderkopf) gelagerten Schwenkrahmen, wobei durch das Schwenken des Schwenkrahmens ein Ventilhub für das Ventil verstellt wird; einen Schwenktrieb zum Schwenken des Schwenkrahmens um die Schwenkachse mit einem Stellmotor und einem Schwenk-Getriebe, welches Schwenk-Getriebe durch den Stellmotor zum Verstellen des Schwenkrahmens angetrieben wird. Gemäß einem Aspekt ist der Stellmotor an einer Kunststoff-Motoraufnahme montiert. Die Kunststoff-Motoraufnahme ist angeordnet, um eine thermische Isolierung des Stellmotors gegenüber der Brennkammer bzw. dem Ventiltrieb herzustellen, und kann beispielsweise den Stellmotor gehäuseartig umgeben. Der Kunststoff hat vorzugsweise eine Wärmeleitfähigkeit von weniger als 20 W/k-m, mehr bevorzugt von weniger als 10 W/k-m, und besonders bevorzugt von weniger als 2 W/k-m oder sogar weniger als 1 W/k-m, und/oder einen E-Modul von weniger als 20 GPa, bevorzugt von weniger als 10 GPa oder sogar weniger als 5 GPa. Gemäß einem weiteren Aspekt wird ein oder mehrere Anschlagselement(e) und Gegenanschlagselement(e) wie oben beschrieben zur Verfügung gestellt.
Gemäß einem weiteren Aspekt wird auch ein Verfahren zum Ansteuern des erfindungsgemäßen Ventiltriebs bzw. eines Verbrennungsmotors zur Verfügung gestellt. Das Verfahren umfasst das Bewegen eines Gasstellungs-Bedienelements aufgrund eines Gasbefehls; (zumindest teilweise) Übertragung der Bewegung des Gasstellungs- Bedienelements durch das Kraftschluss-Element auf das Verstellelement, so dass das Verstellelement bewegt wird; Übertragung der Bewegung des Verstellelements durch Kopplung auf den Lagerungskörper, so dass die Position der ersten Rotationsachse verändert wird und somit der Ventilhub verstellt wird. Das Verfahren operiert vorzugsweise gemäß irgendeinem der optionalen hierin beschriebenen Aspekte, z.B. wird vorzugsweise der zur Positionsverstellung des Anschlagzapfens eingerichteter Stellantrieb in Abhängigkeit von einer Motordrehzahl des Verbrennungsmotors angesteuert.
Gemäß einem weiteren Aspekt ist der Ventiltrieb für einen Motorradmotor konfiguriert bzw. ist der Verbrennungsmotor ein Motorradmotor. Gemäß einem weiteren Aspekt wird ein Motorrad mit einem solchen Verbrennungsmotor zur Verfügung gestellt.

Claims

Ansprüche:
Variabler Ventiltrieb
(2) zur Betätigung eines Ventils (70) eines Verbrennungsmotors, der Ventiltrieb umfassend:
ein Betätigungs System zum periodischen Öffnen und Schließen des Ventils (70), das Betätigungssystem umfassend
einen schwenkbar um eine Schwenkachse (24) gelagerten Schwenkrahmen (80); ein um eine erste Rotationsachse (14) drehbar in dem Schwenkrahmen (80) gelagertes erstes Antriebsmittel (16);
ein Ventilbetätigungs-Getriebe (4) zum Übertragen der Rotationsbewegung des ersten Antriebsmittels (16) in eine Hubbewegung zur Betätigung des Ventils (70) derart, dass wenn sich durch das Schwenken des Schwenkrahmens (80) die Position der ersten Rotationsachse (14) verändert, ein Ventilhub für das Ventil (70) verstellt wird,
der Ventiltrieb weiter umfassend:
einen Schwenktrieb (90) zum Schwenken des Schwenkrahmens (80) um die Schwenkachse (24) mit einem Stellmotor (92) und einem Schwenk-Getriebe (94), welches Schwenk-Getriebe (94) durch den Stellmotor (92) zum Verstellen des Schwenkrahmens (80) angetrieben wird,
dadurch gekennzeichnet dass
das Schwenk-Getriebe (94) ein Schneckengetriebe (98a) mit einer Verstellschnecke (98) umfasst, wobei die Verstellschnecke (98) über eine Welle (99) des Stellmotors (92) zum Verstellen des Schwenkrahmens (80) angetrieben wird, wobei
die Welle (99) des Stellmotors (92) derart an die Verstellschnecke (98) gekoppelt ist, um eine Rotationsbewegung von der Welle (99) zur Verstellschnecke (98) zu übertragen, in Bezug auf Axialkräfte jedoch ein Spiel zwischen Welle (99) und Verstellschnecke (98) zu erlauben.
Variabler Ventiltrieb gemäß dem vorangehenden Anspruch, wobei die Verstellschnecke (98) derart an ein stationäres Element gekoppelt ist, um an die Verstellschnecke (98) angreifende Axialkräfte an das stationäre Element abzuleiten.
3. Variabler Ventiltrieb gemäß einem beliebigen der vorangehenden Ansprüche, wobei die Verstellschnecke (98) drehbar, aber in Bezug auf axiale Bewegung fest an dem stationären Element (6) gelagert ist.
4. Variabler Ventiltrieb gemäß einem beliebigen der vorangehenden Ansprüche, wobei das stationäre Element (6) ein Teil des Zylinderkopfes oder ein starr mit dem Zylinderkopf verbundenes Element ist.
5. Variabler Ventiltrieb gemäß Anspruch 4, weiter umfassend einen Axialsicherungskörper (95a) für die Kopplung, in Bezug auf axiale Bewegung, der Verstellschnecke (98) an das stationäre Element (6), wobei der Axialsicherungskörper (95a) auf in Bezug auf Axialbewegung formschlüssige Weise in die Verstellschnecke (98) und in das stationäre Element (6) eingreift.
6. Variabler Ventiltrieb gemäß einem der Ansprüche 4 und 5, wobei der Axialsicherungskörper (95a) ein Ring ist und auf seiner Außenseite in das stationäre Teil (6) eingreift, und seiner Innenseite in die Verstellschnecke (98) eingreift.
7. Variabler Ventiltrieb gemäß einem beliebigen der vorangehenden Ansprüche, wobei die Welle (99) des Stellmotors (92) axial verschiebbar und bezüglich Rotation formschlüssig an die Verstellschnecke (98) gekoppelt ist.
8. Variabler Ventiltrieb gemäß einem beliebigen der vorangehenden Ansprüche, wobei die Welle (99) des Stellmotors (92) derart in eine Innenseite einer axial in der Verstellschnecke (98) verlaufenden Öffnung eingreift, um eine Rotationsbewegung zu koppeln, und um axiales Spiel zu erlauben, und eine Außenseite der Verstellschnecke (98) zur Aufnahme der Axialkräfte an das stationäre Element (6) gekoppelt ist.
9. Variabler Ventiltrieb gemäß einem beliebigen der vorangehenden Ansprüche, weiter umfassend ein an einer Innenwand der Öffnung der Verstellschnecke (98) angebrachtes nicht-rotationssymmetrisches Mitnehmerelement (95a) für die Kopplung der Rotationsbewegung, wobei das Mitnehmerelement (95a) bezüglich Rotation formschlüssig an eine nicht-rotationssymmetrische Aussparung der Welle (99) gekoppelt ist.
10. Variabler Ventiltrieb gemäß einem beliebigen der vorangehenden Ansprüche, wobei das Schneckengetriebe (98a) ein Zahnsegment aufweist, das durch die Verstellschnecke (98) angetrieben wird und zum Verstellen des Schwenkrahmens (80) an den Schwenkrahmen (80) gekoppelt ist.
11. Variabler Ventiltrieb gemäß einem beliebigen der vorangehenden Ansprüche, wobei die Verstellschnecke (98) einseitig an seiner dem Stellmotor (92) zugewandten Seite mit einem Drehlager (95) gelagert ist, und die andere Seite der Verstellschnecke (98) ungelagert ist.
12. Variabler Ventiltrieb gemäß einem beliebigen der vorangehenden Ansprüche, wobei die Verstellschnecke (98) gegen ein Verkippen ihrer Mittelachse stabilisiert gelagert ist.
13. Variabler Ventiltrieb gemäß einem beliebigen der vorangehenden Ansprüche, weiter umfassend ein Dämpfungselement zur Erzeugung von Haftreibung in Bezug auf die Drehbewegung der Verstellschnecke (98).
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