WO2018206192A1 - Nockenwellenphasensteller sowie nockenwelle und verbrennungsmotor umfassend einen derartigen nockenwellenphasensteller - Google Patents

Nockenwellenphasensteller sowie nockenwelle und verbrennungsmotor umfassend einen derartigen nockenwellenphasensteller Download PDF

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WO2018206192A1
WO2018206192A1 PCT/EP2018/057502 EP2018057502W WO2018206192A1 WO 2018206192 A1 WO2018206192 A1 WO 2018206192A1 EP 2018057502 W EP2018057502 W EP 2018057502W WO 2018206192 A1 WO2018206192 A1 WO 2018206192A1
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WO
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camshaft
input
eccentric
gear
crankshaft
Prior art date
Application number
PCT/EP2018/057502
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English (en)
French (fr)
Inventor
Friedrich Moser
Sebastian Schump
Frank Brenner
Daniel Held
Stefan Woerz
Dietmar Uhlenbrock
Walter Maeurer
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
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Filing date
Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/352—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using bevel or epicyclic gear
    • 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
    • F01L2250/00—Camshaft drives characterised by their transmission means
    • F01L2250/02—Camshaft drives characterised by their transmission means the camshaft being driven by chains
    • 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
    • F01L2800/00—Methods of operation using a variable valve timing mechanism
    • F01L2800/12—Fail safe operation
    • 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
    • F01L2820/00—Details on specific features characterising valve gear arrangements
    • F01L2820/03—Auxiliary actuators
    • F01L2820/032—Electric motors

Definitions

  • Camshaft phaser and camshaft and internal combustion engine comprising such a camshaft phaser
  • the present invention relates to a camshaft phaser.
  • the invention relates to a camshaft, such
  • Camshaft phaser has. Finally, the invention relates to an internal combustion engine, wherein the internal combustion engine
  • Camshaft phasers are shown, for example, in DE 41 10 195 A1 or in EP 2 0 254 058 B1. Camshaft phasers are used to adjust the camshaft.
  • Camshaft is usually fixedly connected to a crankshaft to rotate synchronously with the crankshaft. However, the rotational speed of the camshaft does not necessarily coincide with the rotational speed of the crankshaft. If the camshaft is adjusted, this means that the camshaft is rotated relative to the crankshaft.
  • the electromechanical camshaft phaser comprises an electric servomotor and a high gear ratio. Typical designs of this
  • camshaft phaser By means of the camshaft phaser according to the invention, it is ensured even in the case of large adjustment ranges that the internal combustion engine can continue to be operated in the event of a fault. So is especially at enlarged
  • Camshaft always adjusted towards early and thus limited by an early stop. This is particularly advantageous because a slower
  • the camshaft phaser comprises a
  • Superposition gearbox with a first input, a second input and an exit.
  • the superposition gear is thus a three-shaft gear. It is provided that the output is a superposition of the first input and the second input.
  • the first input is connectable with a crankshaft, the second input with a Versteilmotor and the output with a camshaft.
  • the first input for driving the camshaft is synchronous with a crankshaft.
  • the second input is used to adjust the camshaft relative to the crankshaft, wherein it is provided in particular that the Versteilmotor drives the second input at the same speed with the crankshaft drives the first input, in order to obtain any adjustment of the camshaft.
  • the camshaft can be adjusted relative to its initial position.
  • the superimposition gear is designed such that it has a negative gear ratio.
  • negative gear ratio is to be understood that the camshaft is adjusted in the late direction when the second input has a higher speed than the first input. The camshaft is then adjusted in a direction that opposes the usual direction of rotation of the camshaft.
  • the negative gear ratio thus results in that the critical error case that the second input rotates too slowly due to interference, can not lead to an adjustment of the camshaft in the late direction. Rather, the camshaft is moved early in the direction of the error. Since an excessive adjustment in the direction of late can lead to malfunctions or failures of an internal combustion engine, it is thus ensured that the internal combustion engine can continue to be operated at least in an emergency operation.
  • the second input In the case of a negative transmission ratio, the second input must therefore be driven faster than the first input for an adjustment to late. With a positive gear ratio, the second input would have to be driven slower than the first input for a late adjustment.
  • An adjustment to late means that the camshaft is adjusted against its usual direction of rotation. This causes valves of the
  • the superposition gear is advantageously an eccentric gear.
  • Exzentergetriebe has two inputs and one output. By selecting the speed ratios between the two inputs can thus achieve an adjustment of the camshaft.
  • the superposition gearbox is simple and inexpensive to manufacture and robust in the
  • the superposition gear comprises an eccentric.
  • the eccentric is driven by an eccentric, wherein the eccentric is coupled to the second input. It is also provided that the eccentric engages in a ring gear, wherein the ring gear with the first
  • Input is coupled.
  • the eccentric wheel itself is coupled to the output via a coupling element. Turning the first input and the second input each equally fast, so there is no adjustment of the camshaft, since the eccentric relative to the ring gear has no relative movement. Only when the first input and the second input with different
  • the coupling element preferably comprises a plurality of arms.
  • the arms each have a coupling point, wherein all coupling points are arranged on an imaginary coupling point circle.
  • the coupling points serve to couple the coupling element with the eccentric wheel and the output, in particular directly with the camshaft.
  • the arms preferably extend tangentially along an imaginary arm circle. The arms are designed in particular limp, so that movement of the
  • the radial direction extends in particular starting from an axis of rotation, wherein the axis of rotation is an axis of rotation both for the rotation of the
  • Coupling element as well as for the rotation of the camshaft.
  • the previously described eccentric rotates advantageously about said rotation shaft.
  • the pliable embodiment is achieved in particular by a thickness of the arms which can be measured along the radial direction being significantly smaller, in particular smaller by a factor of 2, preferably by a factor of 5, than the length of the arms which can be measured in the tangential direction , Because of the
  • Torque transmission is a tensile load and / or pressure load of the arms.
  • the arms are preferably rigid. Particularly advantageous in each case two arms are aligned in opposite directions. This means that the arms each extend in different directions of rotation. In this way it is ensured that there is always an arm available, which is loaded on train, regardless of how a torque acts on the coupling element.
  • Coupling element the eccentric and camshaft directly coupled.
  • a negative transmission ratio can be easily achieved in this way.
  • the first input is preferably a sprocket.
  • the first input may also be a pulley.
  • about the sprocket and / or the pulley is a compound of the superposition gear can be made with the crankshaft.
  • the second input is preferably a connecting shaft for the
  • the connecting shaft can advantageously be formed integrally with a shaft of the Versteilmotors.
  • the first input is for coupling the camshaft to the crankshaft while the second input allows for adjustment of the camshaft.
  • the first input has at least one stop against which a counterstop element of the second input can be applied.
  • a stop and the counter-stop element an angular adjustability between the first input and the second input is limited to a limit. This prevents that too large adjustments take place, which would lead to a malfunction of the internal combustion engine.
  • Limit value is advantageously at least 60 ° crankshaft angle, in particular at least 80 ° crankshaft angle, more preferably at least 100 ° crankshaft angle.
  • crankshaft angle is to be understood that the camshaft executes such a rotation, which corresponds to the specified angular value of the crankshaft.
  • the camshaft is connected to the crankshaft via the first input. Depending on a prevailing translation can thus a
  • Crankshaft rotation cause exactly one camshaft rotation or more than one camshaft rotation or less than a camshaft rotation.
  • the maximum adjustability of the camshaft is thus relative to the rotation of the Crankshaft to measure.
  • the limit value described above is a maximum of 180 ° crankshaft angle.
  • Such a limitation of the angle adjustability between the first input and the second input makes it possible, in particular, to adjust the internal combustion engine in the direction of the Miller cycle or the Atkinson cycle.
  • a comfortable decompression start can be carried out in start-stop applications, in particular by an adjustment being made strongly late.
  • Such a big adjustment is with conventional
  • camshaft phasers not possible.
  • the camshaft phaser advantageously has the Versteilmotor, which is in particular an electric motor.
  • the camshaft phaser can be operated at any time.
  • the invention also relates to a camshaft, wherein the camshaft a
  • the camshaft can also be through the first input with a crankshaft of a
  • Adjustment of the camshaft allows.
  • a negative transmission ratio is given.
  • the invention relates to an internal combustion engine.
  • Internal combustion engine comprises a camshaft as described above.
  • the camshaft is adjustable, so that a combustion process of
  • Combustion engine is optimally adaptable. By the above-described negative transmission ratio is also ensured that the
  • Combustion engine does not fail in case of a malfunction of the camshaft adjustment. Rather, the engine is always, at least in one
  • the internal combustion engine can always be used for a drive of the Vehicle ensure that it is avoided that the vehicle can not be moved due to the faulty internal combustion engine.
  • Figure 1 is a schematic view of an internal combustion engine with a
  • Camshaft comprising a camshaft phaser according to an embodiment of the invention
  • Figure 2 is a schematic view of the camshaft with the
  • Figure 3 is a schematic view of the superposition of the
  • Figure 4 is a schematic view of a coupling element of
  • Camshaft phaser according to the embodiment of the invention, and a schematic view of a stop and counter-stop of the camshaft phaser according to the embodiment of the invention.
  • FIG. 1 schematically shows an internal combustion engine 25.
  • Internal combustion engine 25 comprises an engine block 21 with two cylinders 23, in each of which a piston 22 is movable.
  • the pistons 22 are provided with a
  • crankshaft 20 coupled and thus can rotate the crankshaft 20.
  • the crankshaft 20 is coupled to a camshaft 2 via a chain drive 3, alternatively also via a belt drive.
  • the camshaft 2 comprises a plurality of cams 24 and serves to drive valves of the cylinders 23 of the internal combustion engine 25.
  • FIG. 2 shows a schematic detail view of the construction of the
  • Camshaft phaser 1 The camshaft phaser 1 comprises a superposition gear 4, wherein the superposition gear 4 has a first input 100, a second input 200 and an output 300.
  • the superposition gear 4 is thus a three-shaft gear and is designed in particular as an eccentric gear.
  • the output 300 is thus a superposition of the movements of the first input 100 and the second input 200. In this way, a camshaft adjustment can be realized.
  • the first input 100 corresponds to the connection to the crankshaft 20. Thus, the first input 100 is coupled to the chain drive 3.
  • the second The second
  • Input 200 is advantageously coupled to an adjusting motor 5, which is in particular an electric motor. Turning the chain drive 3 and the adjusting motor 5 at the same speed, so there is no adjustment of the camshaft. 2
  • the camshaft 2 rotates synchronously with the crankshaft 20.
  • chain drive 3 can be set in particular a gear ratio between the crankshaft 20 and camshaft 2, so that the
  • Camshaft 2 advantageously runs at half crankshaft speed.
  • the speed at which the variable displacement motor 5 drives the second input 200 is different from the speed at which the chain drive 3 is the first one
  • the superposition gear 4 has an eccentric 10, wherein the eccentric 10 is driven by a connecting shaft 8 which is coupled to the adjusting motor 5.
  • an eccentric 9 is driven, wherein the eccentric 9 is arranged in a ring gear 1 1 and thus engages in the ring gear 1 1.
  • the eccentric 9 thus performs not only a rotation about an axis of rotation of the eccentric, but also moves in the radial direction with respect to the axis of rotation of the eccentric.
  • the ring gear 1 1 is coupled to a sprocket 7.
  • Particularly advantageous ring gear 1 1 and sprocket 7 are integrally formed. This means, in particular, that the sprocket 7, together with the ring gear 1 1 represents the first input 100, while the connecting shaft 8 represents the second input 200.
  • Sprocket 7 and the connecting shaft 8 can thus implement adjustments of the camshaft 2. This is done in such a way that the eccentric 9 is rotated relative to the ring gear 1 1 and thus with respect to the sprocket 7. Such a twisting, however, only takes place when the
  • the camshaft 2 is connected via a coupling element 6 with the eccentric 9. Since that
  • Eccentric 9 is driven by both the sprocket 7 and the eccentric 10, the movement of the camshaft 2 is thus a superposition of the movement of the sprocket 7 and the connecting shaft 8. As described above, by different speeds of sprocket 7 and connecting shaft Thus, an adjustment of the camshaft 2 done by the eccentric 9 is rotated relative to the sprocket 7.
  • Regulating motor 5 for example, due to bearing damage or due to a control error, the camshaft phaser 1, the camshaft 2 adjusted in the direction of advance.
  • the camshaft 2 is adjusted in the direction of its usual direction of rotation due to a slower rotation of the connecting shaft 8 compared to the sprocket 7.
  • the camshaft 2 leads the crankshaft 20, as a result of which the valve strokes of the valves of the camshaft 2 controlled by the camshaft 2 Internal combustion engine 25 occur earlier than when the camshaft 2 is not adjusted.
  • Gear ratio prevents, since the critical error cases in which the connecting shaft 8 rotates slower than the sprocket 7, there is always an adjustment of the camshaft 2 in the direction early. Since too high an advance in the early direction has no advantages in the operation of the internal combustion engine 25, a corresponding stopper (explained below with reference to FIG. 5) is provided which limits the adjustment early. In this way, the engine 25 always remains in an operational state, even if the combustion process is no longer optimal.
  • FIG. 4 shows schematically the coupling element 6, which is designed for coupling the camshaft 2 and eccentric 9.
  • the coupling element 6 has two tasks to fulfill. For one thing, the movements of the
  • the coupling member 6 has a first arm 14, a second arm 15, a third arm 16 and a fourth arm 17.
  • the first arm 14 and the second arm 15 each have a first one
  • Such a design has several advantages: Firstly, an axial rigidity is given, so that a rotation of the coupling element 6 can be transmitted. At the same time, the first one Arm 14, the second arm 15, the third arm 16 and the fourth arm 17 preferably formed as a limp, so that a radial adjustability of
  • Crankshaft 2 can be transmitted.
  • first arm 14, the second arm 15, the third arm 16 and the fourth arm 17 are formed slippery, these arms 14, 15, 16, 17 are very thin form. This means that a dimension of the arms 14, 15, 16, 17 measured with respect to the arm circle 500 in the radial direction is clearly smaller than a dimension measured in the tangential direction with respect to the arm circle 500, in particular by a factor of 2 or 5.
  • a thin design is but only advantageous if the arms 14, 15, 16, 17 are otherwise charged only on train. However, they do work
  • camshaft is a
  • first arm 14 is formed opposite to the second arm 15.
  • third arm 16 and the fourth arm 17 are formed opposite to each other.
  • the first arm 14 and the second arm 15 have the first coupling point 26, wherein the first coupling point 26 is coupled to the camshaft 2.
  • the third arm 16 and the fourth arm 17 have the second coupling point 27, which is respectively coupled to the eccentric 9.
  • the coupling element 6 can advantageously also be provided between eccentric wheel 9 and a camshaft flange. It is advantageous then that no penetration of the camshaft flange is required. The disadvantage, however, is a concealed installation.
  • the camshaft phaser 1 prevents unwanted adjustment of the camshaft 2 in the direction of late. This makes it possible to increase the adjustment range of the camshaft phaser in the late direction, since further advantages in the control of the internal combustion engine 25 can be achieved. In particular, a great adjustment in the direction of late is advantageous if the type of combustion process within the
  • FIG. 5 schematically shows a rear side of the superposition gearing 4. It can be seen that stops 13 are provided on the rear side, which are coupled to the sprocket wheel 7. Likewise, counter-stop elements 28 are present, which are coupled to the camshaft 2. This way will ensures that an adjustability of the camshaft 2 is limited relative to the sprocket 7.
  • FIG. 5 shows an application in which a maximum possible adjustment angle 12 is limited to 90 ° camshaft angle.
  • four stops 13 are advantageously present, with two stops 13 extend over a stop angle 19 of 70 °.
  • Counter-stop elements 28 extend over an extension angle 18 of 20 °.
  • Camshaft 2 is designed such that this half
  • crankshaft speed of the crankshaft 20 is running.
  • the maximum adjustability of the camshaft 2 with respect to the sprocket 7 of 90 ° camshaft angle corresponds to an adjustment of 180 ° crankshaft angle. Due to this large adjustment range, which is designed in particular in the direction of retardation, the advantages described above can be achieved.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft einen Nockenwellenphasensteller (1) umfassend ein Überlagerungsgetriebe (4) mit einem ersten Eingang (100), einem zweiten Eingang (200) und einem Ausgang (300), wobei der Ausgang (300) eine Überlagerung des ersten Eingangs (100) und des zweiten Eingangs (200) ist, wobei der erste Eingang (100) mit einer Kurbelwelle (20), der zweite Eingang (200) mit einem Verstellmotor (5) und der Ausgang (300) mit einer Nockenwelle (2) verbindbar ist, wobei das Überlagerungsgetriebe (4) ein negatives Übersetzungsverhältnis aufweist.

Description

Beschreibung
Titel
Nockenwellenphasensteller sowie Nockenwelle und Verbrennungsmotor umfassend einen derartigen Nockenwellenphasensteller
Stand der Technik
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Nockenwellenphasensteller. Außerdem betrifft die Erfindung eine Nockenwelle, die einen solchen
Nockenwellenphasensteller aufweist. Schließlich betrifft die Erfindung einen Verbrennungsmotor, wobei der Verbrennungsmotor einen
Nockenwellenphasensteller aufweist. Aus dem Stand der Technik sind elektromechanische
Nockenwellenphasensteller bekannt. Solche elektromechanischen
Nockenwellenphasensteller sind beispielsweise in der DE 41 10 195 A1 oder in der EP 2 0 254 058 B1 gezeigt. Nockenwellenphasensteller dienen zum Verstellen der Nockenwelle. Eine
Nockenwelle ist üblicherweise fest mit einer Kurbelwelle verbunden, um synchron mit der Kurbelwelle zu rotieren. Die Rotationsgeschwindigkeit der Nockenwelle muss aber nicht zwangsläufig mit der Rotationsgeschwindigkeit der Kurbelwelle übereinstimmen. Wird die Nockenwelle verstellt, so bedeutet dies, dass die Nockenwelle gegenüber der Kurbelwelle verdreht wird.
Der elektromechanische Nockenwellenphasensteller umfasst einen elektrischen Stellmotor und ein hoch übersetztes Getriebe. Typische Bauarten dieses
Getriebes sind Exzentergetriebe, Taumelscheibengetriebe und Harmonic-Drive- Getriebe. Diese sogenannten mitlaufenden Systeme müssen, um die Position zu halten, mit der Nockenwellendrehzahl mitdrehen. Soll die Nockenwelle verstellt werden, so muss eine andere Drehzahl als die Nockenwellendrehzahl aufgeprägt werden.
Aus der DE 10 2013 215 816 B3 ist ein Getriebe bekannt, welches ein
Dreiwellengetriebe als Exzentergetriebe mit einem positiven
Übersetzungsverhältnis ist. Sollte in dem Nockenwellenphasensteller ein Fehler auftreten, wie insbesondere ein Lagerproblem oder ein ungewolltes Bremsen bei der Ansteuerung durch den Stellmotor, so kann die Position des Phasenstellers und damit der Nockenwelle unerwünscht verändert werden. Somit werden Ventilsteuerzeiten unerwünscht variiert, was bei dem genannten Getriebe mit positivem Übersetzungsverhältnis stets zu einer Verstellung der Nockenwelle nach spät führt. Allerdings wird ein zu weites Verstellen durch einen
entsprechenden Anschlag verhindert, sodass die Verstellung nach spät begrenzt ist.
Offenbarung der Erfindung
Durch den erfindungsgemäßen Nockenwellenphasensteller ist auch bei großen Verstellbereichen sichergestellt, dass im Fehlerfall der Verbrennungsmotor weiterhin betrieben werden kann. So ist insbesondere bei vergrößerten
Verstellbereichen der aus dem Stand der Technik bekannte Spätanschlag nicht mehr praktikabel. Durch den Nockenwellenphasensteller ist sichergestellt, dass ein Fehlerfall, in dem der Stellmotor langsamer dreht als vorgesehen, die
Nockenwelle stets in Richtung früh verstellt und somit durch einen Frühanschlag begrenzt ist. Dies ist insbesondere daher vorteilhaft, da eine langsamere
Rotation als die Nockenwelle durch den Stellmotor ein kritischer Fehlerfall ist. Der gegenteilige Effekt, dass der elektrische Antrieb schneller als gewünscht dreht, ist ein unkritischer Fehlerfall, der leicht zu erkennen und zu beheben ist. Durch den erfindungsgemäßen Phasensteiler wird somit eine unzulässige Spätverstellung sicher verhindert. Insbesondere kann bei zu hohen
Spätverstellungen, die hauptsächlich für einen Dekompressions-Direktstart des Verbrennungsmotors vorgesehen sind, zu Fehlfunktionen und Ausfällen des Verbrennungsmotors kommen. Der erfindungsgemäße Nockenwellenphasensteller umfasst ein
Überlagerungsgetriebe mit einem ersten Eingang, einem zweiten Eingang und einem Ausgang. Das Uberlagerungsgetriebe ist somit ein Dreiwellengetriebe. Dabei ist vorgesehen, dass der Ausgang eine Überlagerung des ersten Eingangs und des zweiten Eingangs ist. Der erste Eingang ist mit einer Kurbelwelle, der zweite Eingang mit einem Versteilmotor und der Ausgang mit einer Nockenwelle verbindbar. Somit dient der erste Eingang zum Antreiben der Nockenwelle synchron zu einer Kurbelwelle. Der zweite Eingang dient zum Verstellen der Nockenwelle gegenüber der Kurbelwelle, wobei insbesondere vorgesehen ist, dass der Versteilmotor den zweiten Eingang mit derselben Drehzahl antreibt mit der auch die Kurbelwelle den ersten Eingang antreibt, um keine Verstellung der Nockenwelle zu erhalten. Durch schnelleres oder langsameres Antreiben des zweiten Eingangs lässt sich die Nockenwelle gegenüber ihrer Ausgangslage verstellen. Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass das Überlagerungsgetriebe derart ausgebildet ist, dass dieses ein negatives Übersetzungsverhältnis aufweist. Unter negativem Übersetzungsverhältnis ist zu verstehen, dass die Nockenwelle in Richtung spät verstellt wird, wenn der zweite Eingang eine höhere Drehzahl als der erste Eingang aufweist. Die Nockenwelle wird dann in eine Richtung verstellt, die der üblichen Rotationsrichtung der Nockenwelle entgegensteht. Das negative Übersetzungsverhältnis führt somit dazu, dass der kritische Fehlerfall, dass der zweite Eingang aufgrund von Störungen zu langsam dreht, nicht zu einer Verstellung der Nockenwelle in Richtung spät führen kann. Vielmehr wird durch den Fehlerfall die Nockenwelle in Richtung früh verstellt. Da eine zu starke Verstellung in Richtung spät zu Fehlfunktionen oder Ausfällen eines Verbrennungsmotors führen kann, ist somit sichergestellt, dass der Verbrennungsmotor zumindest in einem Notbetrieb weiter betrieben werden kann.
Bei einem negativen Ubersetzungsverhältnis muss somit für eine Verstellung nach spät der zweite Eingang schneller als der erste Eingang angetrieben werden. Bei positivem Übersetzungsverhältnis müsste für eine Verstellung nach spät der zweite Eingang langsamer als der erste Eingang angetrieben werden. Eine Verstellung nach spät bedeutet, dass die Nockenwelle entgegen ihrer üblichen Drehrichtung verstellt wird. Dies führt dazu, dass Ventile des
Verbrennungsmotors, die durch die Nockenwelle angetrieben werden, später einen Ventilhub ausführen. Die Unteransprüche haben bevorzugte Weiterbildungen der Erfindung zum Inhalt.
Das Überlagerungsgetriebe ist vorteilhafterweise ein Exzentergetriebe. Durch ein Exzentergetriebe ist eine hohe Übersetzung möglich, wobei das
Exzentergetriebe zwei Eingänge und einen Ausgang aufweist. Durch Wahl der Drehzahlverhältnisse zwischen den beiden Eingängen lässt sich somit eine Verstellung der Nockenwelle erreichen. Dabei ist das Überlagerungsgetriebe einfach und aufwandsarm zu fertigen und robust in dem
Nockenwellenphasensteller zu betreiben.
Besonders vorteilhaft ist vorgesehen, dass das Überlagerungsgetriebe ein Exzenterrad umfasst. Das Exzenterrad ist von einem Exzenter antreibbar, wobei der Exzenter mit dem zweiten Eingang gekoppelt ist. Außerdem ist vorgesehen, dass das Exzenterrad in ein Hohlrad eingreift, wobei das Hohlrad mit dem ersten
Eingang gekoppelt ist. Das Exzenterrad selbst ist mit dem Ausgang über ein Kopplungselement gekoppelt. Drehen der erste Eingang und der zweite Eingang jeweils gleich schnell, so erfolgt keinerlei Verstellung der Nockenwelle, da das Exzenterrad gegenüber dem Hohlrad keinerlei Relativbewegung aufweist. Erst wenn der erste Eingang und der zweite Eingang mit unterschiedlichen
Geschwindigkeiten drehen, erfolgt ein Verstellen der Nockenwelle, da das Exzenterrad gegenüber dem Hohlrad eine Relativgeschwindigkeit aufweist. Somit erfolgt eine Überlagerung der Bewegungen des ersten Eingangs und des zweiten Eingangs, was zu einem schnelleren oder langsameren Rotieren des Ausgangs führt. Rotiert der Ausgang schneller oder langsamer als der erste
Eingang, so ist die Drehzahl der Nockenwelle nicht synchron mit der Drehzahl der Kurbelwelle. Es erfolgt somit eine Verstellung der Nockenwelle so lange, bis sich die Drehzahlen von erstem Eingang und zweitem Eingang wieder angleichen. Die Nockenwelle kann somit auf einfache Art und Weise verstellt werden, dass der Ausgang des Überlagerungsgetriebes mit dem Exzenterrad gekoppelt ist, wobei der Ausgang mit der Nockenwelle verbindbar ist, führt zu dem zuvor beschriebenen negativen Übersetzungsverhältnis. Insbesondere ist somit sichergestellt, dass ein Fehler beim Antrieb des zweiten Eingangs nicht zu einem Verstellen der Nockenwelle in Richtung spät führt. Das Kopplungselement umfasst bevorzugt eine Vielzahl von Arme. Die Arme weisen jeweils einen Kopplungspunkt auf, wobei sämtliche Kopplungspunkte auf einem imaginären Koppelpunktkreis angeordnet sind. Die Kopplungspunkte dienen dazu, das Kopplungselement mit dem Exzenterrad sowie dem Ausgang, insbesondere direkt mit der Nockenwelle, zu koppeln. Die Arme erstrecken sich bevorzugt tangential entlang eines imaginären Armkreises. Die Arme sind insbesondere biegeschlaff ausgeführt, sodass eine Bewegung der
Kopplungspunkte in radialer Richtung ermöglicht ist. Die radiale Richtung erstreckt sich insbesondere ausgehend von einer Rotationsachse, wobei die Rotationsachse eine Rotationsachse sowohl für die Rotation des
Kopplungselements als auch für die Rotation der Nockenwelle ist. Auch rotiert der zuvor beschriebene Exzenter vorteilhafterweise um besagte Rotationswelle. Die biegeschlaffe Ausführung wird insbesondere dadurch erreicht, dass eine Dicke der Arme, die entlang der Radialrichtung messbar ist, deutlich kleiner, insbesondere um den Faktor 2 kleiner, bevorzugt um den Faktor 5 kleiner, ist als die Länge der Arme, die in Tangentialrichtung messbar ist. Da über die
Kopplungspunkte das Kopplungselement an dem Exzenterrad befestigt ist, erlaubt das Biegen der Arme einen Ausgleich der Bewegung des Exzenters. Durch die tangentiale Anordnung der Arme ist gleichzeitig sichergestellt, dass sich Drehmomente sicher und zuverlässig übertragen lassen, da zur
Drehmomentübertragung eine Zugbelastung und/oder Druckbelastung der Arme erfolgt. Gegenüber Zugbelastung und/oder Druckbelastung sind die Arme bevorzugt steif ausgebildet. Besonders vorteilhaft sind jeweils zwei Arme gegenläufig ausgerichtet. Dies bedeutet, dass sich die Arme jeweils in unterschiedliche Rotationsrichtungen erstrecken. Auf diese Weise ist sichergestellt, dass stets ein Arm zur Verfügung steht, der auf Zug belastet ist, unabhängig davon, wie ein Drehmoment auf das Kopplungselement wirkt. Eine Druckbelastung von biegeschlaffen Armen, die eine geringe Dicke aufweisen, führt oftmals zu einem Ausknicken der Arme bei
Druckbelastung. Durch das Vorsehen von zumindest einem Arm, der stets auf Zug belastet ist, ist ein solches Knicken der Arme verhindert. Insbesondere ist vorgesehen, dass eine Kopplung des Kopplungselements an den Ausgang, insbesondere die Nockenwelle, sowie an das Exzenterrad somit jeweils mit mindestens zwei Armen erfolgt. Jede Kopplung, das heißt sowohl die Kopplung mit dem Exzenterrad als auch die Kopplung mit dem Ausgang, insbesondere der Nockenwelle, weist eine gerade Anzahl von Armen auf, sodass für jede Kopplung zumindest ein Paar von gegenläufig ausgerichteten Armen vorhanden ist.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist vorgesehen, dass das
Kopplungselement das Exzenterrad und die Nockenwelle direkt koppelt. Somit erfolgt ein direktes Übertragen einer Rotation von dem Exzenterrad auf die Nockenwelle. Dies erlaubt ein einfaches und aufwandsarmes Fertigen des Nockenwellenphasenstellers sowie einer Nockenwelle mit einem derartigen Nockenwellenphasensteller. Außerdem lässt sich auf diese Weise ein negatives Übersetzungsverhältnis auf einfache Art erreichen.
Der erste Eingang ist bevorzugt ein Kettenrad. Alternativ kann der erste Eingang auch ein Riemenrad sein. Über das Kettenrad und/oder das Riemenrad ist kann eine Verbindung des Überlagerungsgetriebes mit der Kurbelwelle hergestellt werden. Der zweite Eingang ist bevorzugt eine Verbindungswelle für den
Versteilmotor. Die Verbindungswelle kann vorteilhafterweise einstückig mit einer Welle des Versteilmotors ausgebildet sein. Somit dient der erste Eingang zum Koppeln der Nockenwelle an die Kurbelwelle, während der zweite Eingang ein Verstellen der Nockenwelle ermöglicht.
In einer bevorzugten Ausführungsform weist der erste Eingang zumindest einen Anschlag auf, an den ein Gegenanschlagselement des zweiten Eingangs anlegbar ist. Durch den Anschlag und das Gegenanschlagelement ist eine Winkelverstellbarkeit zwischen erstem Eingang und zweitem Eingang auf einen Grenzwert begrenzt. Somit ist verhindert, dass zu große Verstellungen erfolgen, die zu einer Fehlfunktion des Verbrennungsmotors führen würden. Der
Grenzwert beträgt vorteilhafterweise zumindest 60 ° Kurbelwellenwinkel, insbesondere zumindest 80 ° Kurbelwellenwinkel, besonders bevorzugt zumindest 100 ° Kurbelwellenwinkel. Unter der Bezeichnung Kurbelwellenwinkel ist zu verstehen, dass die Nockenwelle eine solche Rotation ausführt, die dem angegebenen Winkelwert der Kurbelwelle entspricht. Wie zuvor bereits beschrieben, ist die Nockenwelle über den ersten Eingang mit der Kurbelwelle verbunden. Je nach einer vorherrschenden Übersetzung kann somit eine
Kurbelwellendrehung genau eine Nockenwellendrehung oder mehr als eine Nockenwellendrehung oder weniger als eine Nockenwellendrehung bewirken.
Die maximale Verstellbarkeit der Nockenwelle ist somit relativ zu der Rotation der Kurbelwelle zu messen. Besonders vorteilhaft ist vorgesehen, dass der zuvor beschriebene Grenzwert maximal 180 ° Kurbelwellenwinkel beträgt. Durch eine derartige Begrenzung der Winkelverstellbarkeit zwischen erstem Eingang und zweitem Eingang ist insbesondere ein Verstellen des Verbrennungsmotors in Richtung Miller-Zyklus oder Atkinson-Zyklus ermöglicht. Auch kann ein komfortabler Dekompressionsstart bei Start-Stopp-Anwendungen durchgeführt werden, insbesondere, indem eine Verstellung stark in Richtung spät erfolgt. Eine solche große Verstellung ist mit herkömmlichen
Nockenwellenphasenstellern nicht möglich. Der Nockenwellenphasensteller weist vorteilhafterweise den Versteilmotor, der insbesondere ein Elektromotor ist.
Somit kann der Nockenwellenphasensteller jederzeit betätigt werden. Im
Gegensatz zu einem hydraulischen Nockenwellenphasensteller ist nicht notwendig, zunächst einen gewissen Öldruck aufzubauen. Die Erfindung betrifft außerdem eine Nockenwelle, wobei die Nockenwelle einen
Nockenwellenphasensteller wie zuvor beschrieben umfasst. Dabei ist
vorgesehen, dass die Nockenwelle mit dem Ausgang des
Überlagerungsgetriebes gekoppelt ist. An dem zweiten Eingang ist
vorteilhafterweise ein elektrischer Versteilmotor angeordnet. Die Nockenwelle lässt sich außerdem durch den ersten Eingang mit einer Kurbelwelle eines
Verbrennungsmotors verbinden, um somit eine Rotation der Nockenwelle zu ermöglichen. Durch den zweiten Eingang und den Versteilmotor ist eine
Verstellung der Nockenwelle ermöglicht. Insbesondere durch die zuvor beschriebene Anbindung der Nockenwelle an dem Exzenterrad ist ein negatives Übersetzungsverhältnis gegeben.
Schließlich betrifft die Erfindung einen Verbrennungsmotor. Der
Verbrennungsmotor umfasst eine Nockenwelle wie zuvor beschrieben. Somit ist die Nockenwelle einstellbar, sodass ein Brennverfahren des
Verbrennungsmotors optimal anpassbar ist. Durch das zuvor beschriebene negative Übersetzungsverhältnis ist außerdem sichergestellt, dass der
Verbrennungsmotor bei einem Defekt der Verstellung der Nockenwelle nicht ausfällt. Vielmehr ist der Verbrennungsmotor stets, zumindest in einem
Notbetrieb, betreibbar, was insbesondere bei der Anwendung in Kraftfahrzeugen vorteilhaft ist. So kann der Verbrennungsmotor stets für einen Antrieb des Fahrzeugs sorgen, wobei vermieden ist, dass das Fahrzeug aufgrund des fehlerhaften Verbrennungsmotors nicht mehr bewegt werden kann.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Nachfolgend werden Ausführungsbeispiele der Erfindung unter Bezugnahme auf die begleitende Zeichnung im Detail beschrieben. In der Zeichnung ist:
Figur 1 eine schematische Ansicht eines Verbrennungsmotors mit einer
Nockenwelle umfassend einen Nockenwellenphasensteller gemäß einem Ausführungsbeispiel der Erfindung,
Figur 2 eine schematische Ansicht der Nockenwelle mit dem
Nockenwellenphasensteller gemäß dem Ausführungsbeispiel der Erfindung,
Figur 3 eine schematische Ansicht des Überlagerungsgetriebes des
Nockenwellenphasenstellers gemäß dem Ausführungsbeispiel der Erfindung,
Figur 4 eine schematische Ansicht eines Kopplungselements des
Nockenwellenphasenstellers gemäß dem Ausführungsbeispiel der Erfindung, und eine schematische Ansicht eines Anschlags und Gegenanschlags des Nockenwellenphasenstellers gemäß dem Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Ausführungsformen der Erfindung
Figur 1 zeigt schematisch einen Verbrennungsmotor 25. Der
Verbrennungsmotor 25 umfasst einen Motorblock 21 mit zwei Zylindern 23, in denen jeweils ein Kolben 22 bewegbar ist. Die Kolben 22 sind mit einer
Kurbelwelle 20 gekoppelt und können somit die Kurbelwelle 20 rotieren. Die Kurbelwelle 20 ist über einen Kettentrieb 3, alternativ auch über einen Riementrieb, mit einer Nockenwelle 2 gekoppelt. Die Nockenwelle 2 umfasst mehrere Nocken 24 und dient zum Ansteuern von Ventilen der Zylinder 23 des Verbrennungsmotors 25.
Figur 2 zeigt eine schematische Detailansicht des Aufbaus des
Nockenwellenphasenstellers 1. Der Nockenwellenphasensteller 1 umfasst ein Überlagerungsgetriebe 4, wobei das Überlagerungsgetriebe 4 einen ersten Eingang 100, einen zweiten Eingang 200 und einen Ausgang 300 aufweist. Das Überlagerungsgetriebe 4 ist somit ein Dreiwellengetriebe und ist insbesondere als Exzentergetriebe ausgebildet. Der Ausgang 300 ist somit eine Überlagerung der Bewegungen des ersten Eingangs 100 und des zweiten Eingangs 200. Auf diese Weise lässt sich eine Nockenwellenverstellung realisieren. Der erste Eingang 100 entspricht der Verbindung mit der Kurbelwelle 20. Somit ist der erste Eingang 100 mit dem Kettentrieb 3 gekoppelt. Der zweite
Eingang 200 ist vorteilhafterweise mit einem Verstellmotor 5, der insbesondere ein Elektromotor ist, gekoppelt. Drehen der Kettentrieb 3 und der Verstellmotor 5 mit derselben Drehzahl, so erfolgt keinerlei Verstellung der Nockenwelle 2.
Vielmehr dreht in diesem Fall die Nockenwelle 2 synchron zu der Kurbelwelle 20.
Durch den Kettentrieb 3 lässt sich insbesondere ein Übersetzungsverhältnis zwischen Kurbelwelle 20 und Nockenwelle 2 einstellen, sodass die
Nockenwelle 2 vorteilhafterweise mit halber Kurbelwellendrehzahl läuft. Ist die Geschwindigkeit, mit der der Verstellmotor 5 den zweiten Eingang 200 antreibt unterschiedlich von der Geschwindigkeit, mit der der Kettentrieb 3 den ersten
Eingang 100 antreibt, so erfolgt ein Verstellen der Nockenwelle 2. Durch das Verstellen kann somit ein Zeitpunkt des Ventilhubs des von der Nockenwelle 2 angetriebenen Ventils verändert werden. Figur 3 zeigt schematisch das Überlagerungsgetriebe 4 des
Nockenwellenphasenstellers 1. Das Überlagerungsgetriebe 4 weist einen Exzenter 10 auf, wobei der Exzenter 10 von einer Verbindungswelle 8, die mit dem Verstellmotor 5 gekoppelt ist, angetrieben wird. Durch den Exzenter 10 ist ein Exzenterrad 9 angetrieben, wobei das Exzenterrad 9 in einem Hohlrad 1 1 angeordnet ist und somit in das Hohlrad 1 1 eingreift. Durch den exzentrischen
Antrieb des Exzenterrads 9 aufgrund des Exzenters 10 ist dabei eine hohe Übersetzung zwischen Exzenterrad 9 und Hohlrad 1 1 realisiert. Das Exzenterrad 9 vollführt somit nicht nur eine Rotation um eine Rotationsachse des Exzenters, sondern bewegt sich auch in radialer Richtung bezüglich der Rotationsachse des Exzenters.
Das Hohlrad 1 1 ist mit einem Kettenrad 7 gekoppelt. Besonders vorteilhaft sind Hohlrad 1 1 und Kettenrad 7 einstückig ausgebildet. Dies bedeutet insbesondere, dass das Kettenrad 7 zusammen mit dem Hohlrad 1 1 den ersten Eingang 100 darstellt, während die Verbindungswelle 8 den zweiten Eingang 200 darstellt. Durch Anlegen von unterschiedlichen Rotationsgeschwindigkeiten an das
Kettenrad 7 und die Verbindungswelle 8 lassen sich somit Verstellungen der Nockenwelle 2 realisieren. Dies erfolgt derart, dass das Exzenterrad 9 gegenüber dem Hohlrad 1 1 und damit gegenüber dem Kettenrad 7 verdreht wird. Ein solches Verdrehen findet allerdings nur dann statt, wenn die
Eingangsgeschwindigkeit am Kettenrad 7 unterschiedlich von der
Eingangsgeschwindigkeit an der Verbindungswelle 8 ist.
Um die Verstellung auf die Nockenwelle 2 zu übertragen, ist die Nockenwelle 2 über ein Kopplungselement 6 mit dem Exzenterrad 9 verbunden. Da das
Exzenterrad 9 sowohl von dem Kettenrad 7 als auch von dem Exzenter 10 angetrieben wird, ist die Bewegung der Nockenwelle 2 somit eine Überlagerung von der Bewegung des Kettenrads 7 und der Verbindungswelle 8. Wie zuvor beschrieben, kann durch unterschiedliche Geschwindigkeiten an Kettenrad 7 und Verbindungswelle 8 somit ein Verstellen der Nockenwelle 2 erfolgen, indem das Exzenterrad 9 relativ zu dem Kettenrad 7 verdreht wird.
Durch eine solche Kopplung der Nockenwelle 2 mit dem Exzenterrad 9 ist ein negatives Übersetzungsverhältnis des Überlagerungsgetriebes 4 realisiert. Dies führt dazu, dass bei den Fehlerfällen des ungewollten Bremsens des
Versteilmotors 5, beispielsweise aufgrund von Lagerschaden oder aufgrund eines Steuerungsfehlers, der Nockenwellenphasensteller 1 die Nockenwelle 2 in Richtung Frühverstellung verstellt. Dies bedeutet, dass die Nockenwelle 2 aufgrund einer langsameren Rotation der Verbindungswelle 8 im Vergleich zu dem Kettenrad 7 in Richtung ihrer üblichen Rotationsrichtung verstellt wird. Dies bedeutet, dass die Nockenwelle 2 der Kurbelwelle 20 vorauseilt, wodurch die von der Nockenwelle 2 gesteuerten Ventilhübe der Ventile des Verbrennungsmotors 25 früher erfolgen, als wenn die Nockenwelle 2 nicht verstellt ist. Dies hat den Vorteil, dass eine Spätverstellung maximiert werden kann, da der Verbrennungsmotor 25 nicht Gefahr läuft, unbeabsichtigt in diese große Spätverstellung zu gelangen. Durch die zu große Spätverstellung kann es insbesondere zu Fehlfunktionen und damit zum Aussetzen des
Verbrennungsmotors 25 kommen. Dies ist durch das negative
Übersetzungsverhältnis verhindert, da die kritischen Fehlerfälle, bei denen die Verbindungswelle 8 langsamer rotiert als das Kettenrad 7, stets eine Verstellung der Nockenwelle 2 in Richtung früh erfolgt. Da eine zu starke Verstellung in Richtung früh keinerlei Vorteile beim Betrieb des Verbrennungsmotors 25 hat, ist ein entsprechender Anschlag (wird nachfolgend mit Bezug auf Figur 5 erklärt) vorhanden, der die Verstellung nach früh begrenzt. Auf diese Weise bleibt der Verbrennungsmotor 25 stets in einem betriebsbereiten Zustand, auch wenn der Verbrennvorgang nicht mehr optimal ist.
Ein weiteres Fehlerbild kann dadurch entstehen, dass die Verbindungswelle 8 schneller rotiert als das Kettenrad 7. Dieser Fall ist jedoch nicht kritisch, da dieser Fehlerfall leicht von einer Steuerung erkannt werden kann und somit einfach und aufwandsarm zu korrigieren ist. Somit ist, wie zuvor beschrieben, ein ungewolltes Verstellen der Nockenwelle 2 spät verhindert.
Figur 4 zeigt schematisch das Kopplungselement 6, das zum Koppeln von Nockenwelle 2 und Exzenterrad 9 ausgebildet ist. Das Kopplungselement 6 hat zwei Aufgaben zu erfüllen. Zum einen müssen die Bewegungen des
Exzenterrad 9 ausgeglichen werden, zum anderen muss eine Rotation des
Exzenters 9 sicher und zuverlässig auf die Nockenwelle 2 übertragen werden. Aus diesem Grund weist das Kopplungselement 6 einen ersten Arm 14, einen zweiten Arm 15, einen dritten Arm 16 und einen vierten Arm 17 auf. An dem ersten Arm 14 und an dem zweiten Arm 15 ist jeweils ein erster
Kopplungspunkt 26 angebracht, während an dem dritten Arm 16 und an dem vierten Arm 17 jeweils ein zweiter Kopplungspunkt 27 angebracht ist. Sämtliche Kopplungspunkte 26, 27 aller Arme 14, 15, 16, 17 liegen auf einem imaginären Koppelpunktkreis 400. Sämtliche Arme 14, 15, 16, 17 sind außerdem tangential an einen imaginären Armkreis 500 angeordnet. Ein solches Design hat mehrere Vorteile: Zum einen ist eine axiale Steifigkeit gegeben, sodass eine Rotation von dem Kopplungselement 6 übertragen werden kann. Gleichzeitig sind der erste Arm 14, der zweite Arm 15, der dritte Arm 16 und der vierte Arm 17 bevorzugt biegeschlaff ausgebildet, um somit eine radiale Verstellbarkeit der
Kopplungspunkte 26, 27 zu ermöglichen. Damit können die radialen
Bewegungen des Exzenterrads 9 ausgeglichen werden, während gleichzeitig eine Rotation von dem Exzenterrad 9 sicher und zuverlässig auf die
Kurbelwelle 2 übertragen werden kann.
Durch die Tatsache, dass der erste Arm 14, der zweite Arm 15, der dritte Arm 16 und der vierte Arm 17 biegeschlaff ausgebildet sind, sind diese Arme 14, 15, 16, 17 sehr dünn auszubilden. Dies bedeutet, dass eine bezüglich dem Armkreis 500 in radialer Richtung gemessene Abmessung der Arme 14, 15, 16, 17 deutlich kleiner ist als eine bezüglich dem Armkreis 500 in tangentialer Richtung gemessene Abmessung, insbesondere um den Faktor 2 oder 5. Eine dünne Ausbildung ist allerdings nur dann vorteilhaft, wenn die Arme 14, 15, 16, 17 ansonsten nur auf Zug belastet werden. Allerdings wirken bei
Nockenwellenphasenstellern ständig Wechselmomente der Nockenwelle 2. Diese werden durch Ventilschließfedern und die Nocken 24 erzeugt. Bei auflaufenden Nocken 24 mit sich öffnenden Gaswechselventilen wird ein bremsendes Moment erzeugt. Bei ablaufenden Nocken 24 und schließendem Ventil wird ein beschleunigendes Moment erzeugt. So ändert sich bei einem
Verbrennungsmotor mit vier Zylindern 23 pro Nockenwellenumdrehung achtmal die Richtung des Drehmoments. Zusätzlich ist die Nockenwelle ein
schwingfähiges System, welches bei Betrieb gemäß seiner Eigenmoden tordiert und zusätzliche Torsionsoberschwingungen auf das Kopplungsglied 6 wirken können. So entstehen zwangsläufig Druckspannungen und Zugspannungen auf die Arme 14, 15, 16, 17. Weil bei alleinigen Druckspannungen die Arme 14, 15, 16, 17 zum Ausknicken tendieren, ist vorgesehen, dass stets eine gerade Anzahl von Armen 14, 15, 16, 17 vorhanden ist. Jeweils zwei Arme 14, 15, 16, 17 sind gegenläufig ausgerichtet. Dabei ist vorgesehen, dass stets zwei solche Arme 14, 15, 16, 17 ausgerichtet sind, die denselben Kopplungspunkt 26, 27 aufweisen.
So ist in Figur 4 gezeigt, dass der erste Arm 14 gegenläufig zu dem zweiten Arm 15 ausgebildet ist. Ebenso sind der dritte Arm 16 und der vierte Arm 17 gegenläufig zueinander ausgebildet. Der erste Arm 14 und der zweite Arm 15 weisen den ersten Kopplungspunkt 26 auf, wobei der erste Kopplungspunkt 26 mit der Nockenwelle 2 gekoppelt ist. Der dritte Arm 16 und der vierte Arm 17 weisen den zweiten Kopplungspunkt 27 auf, der jeweils mit dem Exzenterrad 9 gekoppelt ist. Somit ist unabhängig von der Richtung, in der das Drehmoment auf das Kopplungselement 6 wirkt, stets zumindest ein Arm 14, 15, 16, 17 pro Kopplungspunkt 26 vorhanden, der auf Zug belastet ist. Dies bedeutet, dass ein Ausknicken der Arme 14, 15, 16, 17 verhindert ist, da keine Situation auftreten kann, in der sämtliche Arme 14, 15, 16, 17 eines Kopplungspunkts 26, 27 ausschließlich auf Druck belastet sind.
Das Kopplungselement 6 kann vorteilhafterweise auch zwischen Exzenterrad 9 und einem Nockenwellenflansch vorgesehen werden. Vorteilig ist dann, dass keine Durchdringung des Nockenwellenflansches erforderlich ist. Nachteilig ist allerdings eine verdeckte Montage.
Wie zuvor bereits beschrieben, verhindert der Nockenwellenphasensteller 1 eine ungewollte Verstellung der Nockenwelle 2 in Richtung spät. Somit ist ermöglicht, den Verstellbereich des Nockenwellenphasenstellers in Richtung spät zu vergrößern, da weitere Vorteile in der Ansteuerung des Verbrennungsmotors 25 erreicht werden können. So ist insbesondere eine große Verstellung in Richtung spät vorteilhaft, wenn die Art des Brennverfahrens innerhalb des
Verbrennungsmotors 25 in Richtung Miller- oder Atkinson-Prozess erweitert werden soll. Hierzu ist insbesondere vorgesehen, dass eine Verstellung in Richtung spät bis über 100 ° Kurbelwellenwinkel erfolgen kann, wobei vorteilhafterweise maximal 180 ° Kurbelwellenwinkel vorgesehen sind. Dies ist nicht nur vorteilhaft für die oben genannten Arten der unterschiedlichen
Brennverfahren, sondern kann auch zu einem komfortablen Dekompressionsstart bei Start-Stopp-Anwendungen führen. Ebenso kann eine Erweiterung des Anwendungsbereichs von Direkt-Start-Anwendungen bei Start-Stopp-Segel- Anwendungen erfolgen. Durch den Versteilmotor 5, der insbesondere ein Elektromotor ist, ist ein Verstellen des Nockenwellenphasenstellers 1 auch im Stillstand ermöglicht, was bei herkömmlichen hydraulischen Systemen nur bei einem entsprechenden Öldruck und damit bei laufendem Motor möglich ist.
Figur 5 zeigt schematisch eine Rückseite des Überlagerungsgetriebes 4. Es ist erkennbar, dass an der Rückseite Anschläge 13 vorhanden sind, die mit dem Kettenrad 7 gekoppelt sind. Ebenso sind Gegenanschlagselemente 28 vorhanden, die mit der Nockenwelle 2 gekoppelt sind. Auf diese Weise wird erreicht, dass eine Verstellbarkeit der Nockenwelle 2 relativ zu dem Kettenrad 7 begrenzt ist. In Figur 5 ist ein Anwendungsfall gezeigt, in dem ein maximal möglicher Verstellwinkel 12 auf 90°Nockenwellenwinkel begrenzt ist. Somit sind vorteilhafterweise vier Anschläge 13 vorhanden, wobei sich jeweils zwei Anschläge 13 über einen Anschlagswinkel 19 von 70° erstrecken. Die
Gegenanschlagselemente 28 erstrecken sich über einen Erstreckungswinkel 18 von 20°.
In dem gezeigten Ausführungsbeispiel ist dabei vorgesehen, dass die
Nockenwelle 2 derart ausgestaltet ist, dass diese mit halber
Kurbelwellendrehzahl der Kurbelwelle 20 läuft. Somit entspricht die maximale Verstellbarkeit der Nockenwelle 2 gegenüber dem Kettenrad 7 von 90 ° Nockenwellenwinkel einer Verstellung von 180 ° Kurbelwellenwinkel. Durch diesen großen Verstellbereich, der insbesondere in Richtung Spätverstellung ausgebildet ist, lassen sich die zuvor beschriebenen Vorteile erreichen.
Gleichzeitig ist sichergestellt, dass aufgrund des negativen
Übersetzungsverhältnisses des Überlagerungsgetriebes keinerlei unerwünschte Verstellung in Richtung spät erfolgen kann.

Claims

Ansprüche
1 . Nockenwellenphasensteller (1 ) umfassend ein Überlagerungsgetriebe (4) mit einem ersten Eingang (100), einem zweiten Eingang (200) und einem Ausgang (300),
• wobei der Ausgang (300) eine Überlagerung des ersten Eingangs (100) und des zweiten Eingangs (200) ist,
• wobei der erste Eingang (100) mit einer Kurbelwelle (20), der zweite Eingang (200) mit einem Versteilmotor (5) und der Ausgang (300) mit einer Nockenwelle (2) verbindbar ist,
• wobei das Überlagerungsgetriebe (4) ein negatives
Übersetzungsverhältnis aufweist.
2. Nockenwellenphasensteller (1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Überlagerungsgetriebe (4) ein Exzentergetriebe ist.
3. Nockenwellenphasensteller (1 ) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Überlagerungsgetriebe (4) ein Exzenterrad (9) umfasst, das von einem mit dem zweiten Eingang (200) gekoppelten Exzenter (10) antreibbar ist, wobei das Exzenterrad (9) in ein Hohlrad (1 1 ) eingreift, das mit dem ersten Eingang (100) gekoppelt ist, wobei das Exzenterrad (9) mit dem Ausgang (300) über ein Kopplungselement (6) gekoppelt ist.
4. Nockenwellenphasensteller (1 ) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Kopplungselement (6) eine Vielzahl von Arme (14, 15, 16, 17) aufweist, an denen jeweils ein Kopplungspunkt (27, 28) angebracht ist, wobei sämtliche Kopplungspunkte (27, 28) auf einem imaginären
Koppelpunktkreis (400) angeordnet sind und wobei sich die Arme (14, 15, 16, 17) tangential entlang eines imaginären Armkreises (500) erstrecken.
5. Nockenwellenphasensteller (1 ) nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass jeweils zwei Arme (14, 15, 16, 17) in einer Rotationsrichtung
gegenläufig ausgerichtet sind.
6. Nockenwellenphasensteller (1 ) nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass mit dem Kopplungselement (6) das Exzenterrad (9) und die Nockenwelle (2) direkt koppelbar sind.
7. Nockenwellenphasensteller (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Eingang (100) ein Kettenrad (7) und/oder der zweite Eingang (200) eine Verbindungswelle (8) für den Versteilmotor (5) ist.
8. Nockenwellenphasensteller (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Eingang (100) zumindest einen Anschlag (13) aufweist, an den ein Gegenanschlagselement (28) des zweiten Eingangs (200) anlegbar ist, um eine Winkelverstellbarkeit zwischen erstem Eingang (100) und zweitem Eingang (200) auf einen Grenzwert zu begrenzen, wobei der Grenzwert zumindest 60° Kurbelwellenwinkel, insbesondere zumindest 80° Kurbelwellenwinkel, besonders bevorzugt zumindest 100° Kurbelwellenwinkel, und vorteilhafterweise maximal 180° Kurbelwellenwinkel beträgt.
9. Nockenwelle (2) umfassend einen Nockenwellenphasensteller (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
10. Verbrennungsmotor (25) umfassend eine Nockenwelle (2) nach Anspruch 9.
PCT/EP2018/057502 2017-05-10 2018-03-23 Nockenwellenphasensteller sowie nockenwelle und verbrennungsmotor umfassend einen derartigen nockenwellenphasensteller WO2018206192A1 (de)

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