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EP1700012A1 - Elektrischer ventiltrieb mit drehaktuator - Google Patents

Elektrischer ventiltrieb mit drehaktuator

Info

Publication number
EP1700012A1
EP1700012A1 EP04797566A EP04797566A EP1700012A1 EP 1700012 A1 EP1700012 A1 EP 1700012A1 EP 04797566 A EP04797566 A EP 04797566A EP 04797566 A EP04797566 A EP 04797566A EP 1700012 A1 EP1700012 A1 EP 1700012A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
control shaft
valve
cam
inertia
spring
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP04797566A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1700012B1 (de
Inventor
Johannes Meyer
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Bayerische Motoren Werke AG
Original Assignee
Bayerische Motoren Werke AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Bayerische Motoren Werke AG filed Critical Bayerische Motoren Werke AG
Publication of EP1700012A1 publication Critical patent/EP1700012A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1700012B1 publication Critical patent/EP1700012B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/02—Valve drive
    • F01L1/024—Belt drive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/20—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by electric means
    • 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
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/20—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by electric means
    • F01L9/22—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by electric means actuated by rotary 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
    • 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
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/20—Adjusting or compensating clearance
    • F01L1/22—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically
    • F01L1/24—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically
    • F01L1/2405—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically by means of a hydraulic adjusting device located between the cylinder head and rocker arm
    • 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
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/20—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by electric means
    • F01L9/21—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by electric means actuated by solenoids
    • F01L2009/2125—Shaft and armature construction
    • F01L2009/2126—Arrangements for amplifying the armature stroke

Definitions

  • the present invention relates to a valve train according to the preamble of patent claim 1.
  • Such a valve train is known from DE 101 40 461 A1.
  • the camshaft is mechanically driven by the crankshaft via a timing chain or a timing belt.
  • an electromagnetic valve train an "actuator unit” is assigned to each valve or "valve group" of a cylinder.
  • actuator units Different basic types are currently being researched. In a basic type, an opening and a closing magnet are assigned to a valve or a valve group.
  • valve drives of this type are difficult to control in terms of control technology.
  • a control shaft with a cam is provided, the control shaft being through an electric motor can be pivoted back and forth.
  • the cam acts on a rocker arm. The rocker arm then transmits the opening force generated by the cam to the valve.
  • a lever-like one Element is provided which has the shape of a "hand crank.”
  • a leg spring is provided which has a projecting spring arm which presses against the lever-like element. The spring arm of the pivot spring exerts a torque on the control shaft or on the cam. The torque depends on the position of the lever-like element, ie on the pivoting position of the control shaft.
  • the control shaft with the cam swings back and forth cyclically in a valve train as described in DE 101 40 461 A1. So there is a permanent reversal of the direction of rotation.
  • the electric motor must accelerate the control shaft and the cam and the lever-like element attached to it from the idle state to a relatively high rotational speed.
  • the electric motor is supported by the leg spring, but it has to work against the force of the closing spring, which requires a relatively high electrical output.
  • a major problem here is that when the control shaft, the cam and the lever-like element connected to the control shaft are accelerated, the electric motor "starts" from the idle state each time.
  • the object of the invention is to provide an electrical valve train which operates according to the "rotary actuator principle" and which is improved in terms of electrical energy consumption.
  • the starting point of the invention is a valve train for an internal combustion engine with a valve which is arranged axially displaceably between an open position and a closed position.
  • the valve is biased towards its closed position by a closing spring.
  • a control shaft with a cam is also provided, which actuates the valve.
  • the control shaft is coupled to an electric motor that swings the control shaft back and forth about a longitudinal axis.
  • a pivotably arranged "pressure element” is provided, which is biased by a spring.
  • the pressure element biased by the spring exerts a torque on the control shaft.
  • the torque currently exerted on the control shaft depends on the pivoting position of the cam.
  • the invention is based on the knowledge that the energy required for the valve actuation or the electrical power required for the valve actuation depends essentially on the ratio of the mass moments of inertia of the "pivotable valve train components". The greater the moment of inertia of the control shaft and the cam, the more power has to be provided by the electric motor for the acceleration of the control shaft and the cam.
  • the acceleration of the control shaft and the cam is increased by the pressure element biased by the spring supported.
  • the spring is maximally tensioned.
  • the mass moment of inertia of the pressure element or the mass moment of inertia formed by the spring and the pressure element has a decisive effect on the electrical power required for the operation of the electric motor.
  • a good “electrical efficiency” is achieved if the mass moment of inertia of the pressing element, which is related to its pivot axis, is greater than the mass moment of inertia, which is formed by the control shaft and the cam and relates to the longitudinal axis of the control shaft.
  • the pressing element is thus made "more solid” than would actually be required for the transmission of the prestressing force generated by the spring.
  • An increase in the moment of inertia of the pressure element has the advantage that when the valve is opened, the pressure element does not come out of the rest position by the electric motor alone must be accelerated, but is also moved by the spring element.
  • a first phase of the valve opening process the control shaft and the cam are first accelerated to a certain speed by the electric motor without the valve already being opened.
  • the pressure element is also accelerated and thus stores a certain amount of turning energy.
  • the second phase the actual opening movement of the valve begins, in which the valve is opened against the closing spring force of the valve. The energy required to open the valve is primarily applied by the spring element and the “kinetic energy” stored in the pressure element.
  • Another advantage achieved with the invention is that with the invention the average speed of the electric motor increases Speed range is shifted. As a result, the ohmic losses decrease, in particular when the electric motor accelerates from low speeds, which leads to an improvement in the overall electrical efficiency. This reduces the total energy consumption and the heat loss to be dissipated.
  • the spring element is a torsion spring.
  • This can be a torsion spring rod, the first end of which is firmly clamped, e.g. is fastened to an actuator housing and the pressing element is fastened to the other end thereof and projects essentially perpendicularly from the torsion spring bar.
  • the torsion spring bar can be arranged in parallel with respect to the control shaft and thus very space-saving.
  • the "increased" moment of inertia of the pressure element is preferably achieved by a mass concentration at the end facing away from the torsion spring. This results in a relatively high mass moment of inertia with a comparatively low total mass of the pressing element.
  • the pressing element can, for example, be made from a plate-shaped component and have a closed contour with a recess in the central region.
  • the pressing element can be a stamped part. In particular, the recess can be punched out in the central region.
  • the mass moment of inertia of the pressing element related to its pivot axis is greater than the mass moment of inertia formed by the control shaft and the cam and related to the longitudinal axis of the control shaft.
  • a particularly favorable ratio of moments of inertia results if the moment of inertia of the pressing element, which is related to its pivot axis, is greater than that by a factor in the range between 1.7 and 2.3 mass moment of inertia formed by the control shaft and the cam, related to the longitudinal axis of the control shaft.
  • Figure 1 shows an electric valve train with rotary actuator according to the prior art, as is known from DE 101 40 461 A1;
  • Figure 2 shows a pressure element biased by a torsion spring according to the invention
  • Figure 3 is a speed-rotation angle diagram to explain the energy saving potential achieved with the invention.
  • Figure 1 shows a rotary actuator as it is known from DE 101 40 461 A1.
  • the content of DE 101 40 461 A1 is hereby fully incorporated into the content of the present patent application. It is expressly pointed out that all the features described in DE 101 40461 A1 are also the subject of the present patent application.
  • FIG. 1 shows an electric valve train 1, which is based on the rotary actuator principle.
  • An axially displaceably arranged valve 2 is biased by a closing spring 3 into the closed position shown here.
  • a rocker arm 4 is arranged at the shaft end of the valve 2.
  • a control shaft 5 is provided with a cam 6 acting on the rocker arm 4.
  • the control shaft 5 with the cam 6 is pivoted back and forth by an electric motor 7.
  • a lever-like element 8 is provided, against which an arm 9 of a leg spring 10 presses.
  • the leg spring 10 thus exerts a torque on the control shaft 5, which is dependent on the pivoting position of the control shaft 5.
  • a lowering of the motor power required for the valve control or a lowering of the electrical energy required for the valve control can be achieved by using an "arm” or a “pressing element” which interacts with the lever element 8 and has a “higher” inertia , On the one hand, this allows the maximum engine speed required for valve control or the idling speed of the electric motor to be reduced. In other words, this results in an improved overall electrical efficiency.
  • FIG. 2 shows an improved arrangement according to the invention.
  • a torsion bar 11 is provided in the arrangement of FIG. 2, one end 12 of which is firmly clamped, for example on an actuator housing (not shown here).
  • a “pressure element 14” is fastened, which presses against a lever-like element 15, which is firmly connected to the control shaft 5 and is thus pivoted back and forth with the control shaft 5 by an electric motor, not shown in FIG ,
  • the lever-like element 15 is arranged eccentrically to the control shaft 5.
  • the pressing element 14 has a high moment of inertia with respect to its pivot axis, ie with respect to the longitudinal axis of the torsion bar 11, which is primarily achieved by a local "mass concentration" in the region of the free end 16 of the pressing element.
  • the moment of inertia of the pressing element 14 is greater than the moment of inertia formed by the control shaft 5 and the lever-like element 15 and related to the longitudinal axis 17.
  • the pressure element has one .
  • the pressure element 14 is thus formed by a closed contour.
  • FIG. 3 shows a diagram in which the speed of the control shaft is plotted against the angle of rotation of the control shaft.
  • curve 21 corresponds to the conditions in a rotary actuator according to the prior art, as is shown, for example, in FIG. 1.
  • the curve shape of curve 22 corresponds qualitatively to a rotary actuator according to the invention. If the valve is completely closed and the control shaft and the cam are in their rest position, then this corresponds to an angle of rotation 0. In the range between 0 and a 1 , the control shaft and the cam are accelerated by the electric motor and by the spring or the pressing element , In the angle of rotation range between 0 and a 1 , approximately 1/4 or 1/3 of the mechanical energy stored in the spring is converted into kinetic energy of the pressing element.
  • valve is still completely closed up to the angle of rotation a 1 .
  • control shaft and the cam gain momentum in the angle of rotation range between 0 and a 1 , in order to then open the valve against the force of the closing spring in the angle of rotation range between a 1 and a 2 (cf. FIG. 1).
  • the pressure element has a comparatively low mass inertia.
  • the control shaft and the cam connected to it must therefore be accelerated to a relatively high speed ni.
  • a reduction in the maximum speed required for valve actuation to n 2 can be achieved if the mass moment of inertia of the pressure element, which is related to the pivot axis of the pressure element, is increased, in particular if it is greater than the longitudinal axis of the control shaft formed by the control shaft and the cam related moment of inertia. As can be seen from Figure 4, the "Actuator curve" much flatter. With regard to the maximum motor speed ni or n 2 , the “average” operating speed at which the electric motor works is greater in the case of a pressing element with increased inertia than in the prior art. In absolute terms, the average working speed in a rotary actuator according to the invention can be lower.
  • the average operating speed related to the maximum engine speed or the idling speed is higher.
  • the ratio between the average operating speed and the maximum motor speed ni or n 2 is decisive for the "economy" of the electric motor.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)
  • Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)

Abstract

Ventiltrieb (1) für einen Verbrennungsmotor mit einem Ventil (2), das axial verschieblich zwischen einer Öffnungsstellung und einer Schliessstellung ist und das durch eine Schliessfeder (3) in Richtung seiner Schliessstellung vorgespannt ist. Ein mit der Steuerwelle (5) verbundener Nocken (6) ist zur Betätigung des Ventils vorgesehen. Die Steuerwelle ist durch einen Elektromotor (7) um eine Längsachse (17) der Steuerwelle hin und her schwenkbar angeordnet. Ein um eine Schwenkachse schwenkbares Andrückelement (14) ist durch ein Federelement (11) vorgespannt. Das Federelement übt über das Andrückelement ein Drehmoment auf die Steuerwelle aus. Das momentan ausgeübte Drehmoment hängt von der Schwenkstellung des Nockens ab. Das Andrückelement wird mit der Hin- und Herbewegung der Steuerwelle um seine Schwenkachse hin und her mitverschwenkt. Wesentlich ist, dass das auf die Schwenkachse bezogene Massenträgheitsmoments des Andrückelements grösser ist als das durch die Steuerwelle und den Nocken gebildete, auf die Längsachse der Steuerwelle bezogene Massenträgheitsmoment.

Description

Elektrischer Ventiltrieb mit Drehaktuator
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Ventiltrieb gemäß dem Oberbegriff des Patenanspruches 1.
Ein derartiger Ventiltrieb ist aus der DE 101 40 461 A1 bekannt. Bei herkömmlichen Verbrennungsmotoren wird die Nockenwelle mechanisch über eine Steuerkette oder einen Steuerriemen von der Kurbelwelle angetrieben. Zur Steigerung der Motorleistung und zur Senkung des Spritverbrauchs würde es erhebliche Vorteile bringen, die Ventile der einzelnen Zylinder, zumindest aber die Einlassventile und die Auslassventile der einzelnen Zylinder individuell anzusteuern. Dies ist durch einen elektromagnetischen Ventiltrieb möglich. Bei einem elektromagnetischen Ventiltrieb ist jedem Ventil bzw. jeder "Ventilgruppe" eines Zylinders eine "Aktuatoreinheit" zugeordnet. Derzeit werden unterschiedliche Grundtypen von Aktuatoreinheiten erforscht. Bei einem Grundtyp sind einem Ventil oder einer Ventilgruppe ein Öffnungs- und ein Schließmagnet zugeordnet. Durch Bestromen der Magneten können die Ventile axial verschoben, d.h. geöffnet bzw. geschlossen werden. Derartige Ventiltriebe sind jedoch regelungstechnisch schwer beherrschbar. Bei dem anderen Grundtyp ist eine Steuerwelle mit einem Nocken vorgesehen, wobei die Steuerwelle durch einen Elektromotor hin und her schwenkbar ist. Man spricht hierbei auch von dem sogenannten „Drehaktuatorprinzip". Bei der eingangs genannten DE 101 40 461 A1 wirkt der Nocken auf einen Kipphebel. Vom Kipphebel wird dann die vom Nocken erzeugte Öffnungskraft auf das Ventil übertragen. An einem Ende der Steuerwelle ist ferner ein hebelartiges Element vorgesehen, das die Form einer "Handkurbel" hat. Ferner ist eine Schenkelfeder vorgesehen, die einen abstehenden Federarm aufweist, der gegen das hebelartige Element drückt. Der Federarm der Schwenkfeder übt ein Drehmoment auf die Steuerwelle bzw. auf den Nocken aus. Das Drehmoment hängt von der Stellung des hebelartigen Elements, d.h. von der Schwenkstellung der Steuerwelle ab.
Wie bereits erwähnt, schwenkt die Steuerwelle mit dem Nocken bei einem Ventiltrieb, wie er in der DE 101 40 461 A1 beschrieben ist, zyklisch hin und her. Es findet also permanent eine Drehrichtungsumkehr statt. Der Elektromotor muss hierbei die Steuerwelle und den Nocken und das daran befestigte hebelartige Element aus dem Ruhezustand auf eine relativ hohe Drehgeschwindigkeit beschleunigen. Beim Öffnen des Ventils wird der Elektromotor zwar von der Schenkelfeder unterstützt, er muss dabei jedoch gegen die Kraft der Schließfeder arbeiten, was eine relativ hohe elektrische Leistung erfordert. Ein wesentliches Problem hierbei ist, dass bei der Beschleunigung der Steuerwelle, des Nockens und des mit der Steuerwelle verbundenen hebelartigen Element der Elektromotor jedes Mal aus dem Ruhezustand "startet". Es dauert bei jedem Zyklus eine gewisse Zeit, bis der Elektromotor eine Drehzahl erreicht, bei ab der der Elektromotor mit einem günstigem elektrischen Wirkungsgrad arbeitet. Insbesondere bei sehr niedrigen Drehzahlen ist der Wirkungsgrad des Elektromotors relativ ungünstig, was zu einem hohen Energieverbrauch führt. Aufgabe der Erfindung ist es, einen nach dem „Drehaktuatorprinzip" arbeitenden elektrischen Ventiltrieb zu schaffen, der hinsichtlich des elektrischen Energieverbrauchs verbessert ist.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruches 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung sind den Unteransprüchen zu entnehmen.
Ausgangspunkt der Erfindung ist ein Ventiltrieb für einen Verbrennungsmotor mit einem Ventil, das axial verschieblich zwischen einer Öffnungsstellung und einer Schließstellung angeordnet ist. Durch eine Schließfeder ist das Ventil in Richtung seiner Schließstellung vorgespannt. Ferner ist eine Steuerwelle mit einem Nocken vorgesehen, welcher das Ventil betätigt. Die Steuerwelle ist mit einem Elektromotor gekoppelt, der die Steuerwelle um eine Längsachse hin und her schwenkt. Ferner ist ein schwenkbar angeordnetes "Andrückelement" vorgesehen, das durch eine Feder vorgespannt ist. Das durch die Feder vorgespannte Andrückelement übt auf die Steuerwelle ein Drehmoment aus. Das momentan auf die Steuerwelle ausgeübte Drehmoment hängt von der Schwenkstellung des Nockens ab. Bei der Hin- und Herbewegung der Steuerwelle wird das Andrückelement ebenfalls um seine Schwenkachse hin und her mitverschwenkt.
Der Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, dass die für die Ventilbetätigung erforderliche Energie bzw. die für die Ventilbetätigung erforderliche elektrische Leistung ganz wesentlich vom Verhältnis der Massenträgheitsmomente der "schwenkbaren Ventiltriebkomponenten" abhängt. Je größer das Massenträgheitsmoment der Steuerwelle und des Nockens, desto mehr Leistung muss vom Elektromotor für die Beschleunigung der Steuerwelle und des Nockens bereit gestellt werden. Beim Öffnen des Ventils wird die Beschleunigung der Steuerwelle und des Nockens durch das durch die Feder vorgespannte Andrückelement unterstützt. Wenn das Ventil geschlossen ist, dann ist die Feder maximal gespannt. Im Versuch kann nachgewiesen werden, dass sich insbesondere das Massenträgheitsmoment des Andrückelements bzw. das durch die Feder und das Andrückelement gebildete Massenträgheitsmoment entscheidend auf die für den Betrieb des Elektromotors erforderliche elektrische Leistung auswirkt. Ein guter "elektrischer Wirkungsgrad" wird erreicht, wenn das auf seine Schwenkachse bezogene Massenträgheitsmoment des Andrückelements größer ist als das durch die Steuerwelle und den Nocken gebildete, auf die Längsachse der Steuerwelle bezogene Massenträgheitsmoment.
Das Andrückelement wird also "massiver" ausgeführt, als es für die Übertragung der durch die Feder erzeugten Vorspannkraft eigentlich erforderlich wäre.
Bei der Auslegung des Elektromotors ist es günstig, die maximale Drehzahl des Elektromotors nicht zu hoch anzusetzen. Zwar könnte bei einer Vergrößerung des Massenträgheitsmoments der Steuerwelle und des Nockens die maximale Drehzahl des Elektromotors herabgesetzt werden. Wie bereits erwähnt, verringert sich jedoch mit der Zunahme des Massenträgheitsmoments der Steuerwelle und des Nockens die Dynamik des Ventiltriebs, da das Massenträgheitsmoment der Steuerwelle und des Nockens auch in den „stabilen Endlagen", d.h. aus den Ruhestellungen der Steuerwelle heraus erst elektrisch durch den Elektromotor und anschließend zusätzlich mechanisch durch die Federn beschleunigt werden muss. Ebenso muss dieses Massenträgheitsmoment bei einem "Minihubbetrieb" elektrisch beschleunigt werden.
Eine Vergrößerung des Massenträgheitsmoments des Andrückelements hingegen hat den Vorteil, dass das Andrückelement beim Öffnen des Ventils gerade nicht allein durch den Elektromotor aus der Ruhelage heraus beschleunigt werden muss, sondern durch das Federelement mit bewegt wird.
Während einer ersten Phase des Öffnungsvorgangs des Ventils wird zunächst die Steuerwelle und der Nocken durch den Elektromotor auf eine gewisse Geschwindigkeit beschleunigt, ohne dass das Ventil bereits geöffnet wird. Während dieser ersten Phase wird das Andrückelement mit beschleunigt und speichert somit eine gewisse Menge Drehenergie. Während der zweiten Phase beginnt die eigentliche Öffnungsbewegung des Ventils, in der das Ventil entgegen der Schließfederkraft des Ventils geöffnet wird. Die für das Öffnen des Ventils erforderliche Energie wird dabei primär durch das Federelement und die im Andrückelement gespeicherte „Bewegungsenergie" aufgebracht.
Durch eine Erhöhung des Massenträgheitsmoments des Andrückelements wird entsprechend mehr kinetische Energie im Andrückelement gespeichert. Dieser Teil der Energie muss nicht mehr in der Nockenwelle gespeichert werden. Anders ausgedrückt wird gemäß der Erfindung ein Teil der für die Ventilöffnung erforderlichen Energie von der Nockenwelle auf das Andrückelement "verlagert". Dies ermöglicht eine Herabsetzung der für die Ventilöffnung erforderlichen maximalen Steuerwellendrehzahl. Die Vergrößerung des Massenträgheitsmoments des Andrückelements wirkt in diesem Betriebszustand wie eine Erhöhung des Massenträgheitsmoments der Steuerwelle. Da der "Drehaktor" aus den beiden Endlagen heraus elektrisch beschleunigt werden muss, ist insbesondere zu Beginn der Beschleunigungsbewegung ein niedriges Massenträgheitsmoment sowohl hinsichtlich der Aktordynamik als auch hinsichtlich des elektrischen Energieverbrauchs günstig.
Ein weiterer mit der Erfindung erreichter Vorteil liegt darin, dass mit der Erfindung die mittlere Drehzahl des Elektromotors in einen höheren Drehzahlbereich verschoben wird. Dadurch sinken die Ohmschen Verluste, insbesondere beim Beschleunigen des Elektromotors aus niedrigen Drehzahlen heraus, was zu einer Verbesserung des elektrischen Gesamtwirkungsgrades führt. Damit sinkt der Gesamtenergieverbrauch und die abzuführende Verlustwärme.
Nach einer Weiterbildung der Erfindung ist das Federelement eine Torsionsfeder. Hierbei kann es sich um einen Torsionsfederstab handeln, dessen erstes Ende fest eingespannt ist, z.B. an einem Aktorgehäuse befestigt ist und an dessem anderen Ende das Andrückelement befestigt ist und im Wesentlichen senkrecht vom Torsionsfederstab absteht. Der Torsionsfederstab kann parallel in Bezug auf die Steuerwelle und somit sehr platzsparend angeordnet sein.
Vorzugsweise wird das "erhöhte" Massenträgheitsmoment des Andrückelements durch eine Massenkonzentration an dem der Torsionsfeder abgewandten Ende erreicht. Hierdurch ergibt sich ein relativ hohes Massenträgheitsmoment bei vergleichsweise geringer Gesamtmasse des , Andrückelements. Das Andrückelement kann beispielsweise aus einem plattenförmigen Bauteil hergestellt sein und eine geschlossene Kontur mit einer Ausnehmung im Mittelbereich aufweisen. Das Andrückelement kann ein Stanzteil sein. Insbesondere kann die Ausnehmung im Mittelbereich ausgestanzt sein.
Wie bereits erwähnt, ist gemäß der Erfindung das auf seine Schwenkachse bezogene Massenträgheitsmoment des Andrückelements größer als das durch die Steuerwelle und den Nocken gebildete, auf die Längsachse der Steuerwelle bezogene Massenträgheitsmoment. Ein besonders günstiges Massenträgheitsmomentenverhältnis ergibt sich, wenn das auf seine Schwenkachse bezogene Massenträgheitsmoment des Andrückelements um einen Faktor, der im Bereich zwischen 1 ,7 und 2,3 liegt, größer ist als das durch die Steuerwelle und den Nocken gebildete, auf die Längsachse der Steuerwelle bezogene Massenträgheitsmoment.
Im Folgenden wird die Erfindung im Zusammenhang mit der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 einen elektrischen Ventiltrieb mit Drehaktor gemäß dem Stand der Technik, wie er aus der DE 101 40 461 A1 bekannt ist;
Figur 2 ein durch eine Torsionsfeder vorgespanntes Andrückelement gemäß der Erfindung;
Figur 3 ein Drehzahl-Drehwinkel-Diagramm zur Erläuterung des mit der Erfindung erreichten Energieeinsparpotenzials.
Figur 1 zeigt einen Drehaktuator wie er aus der DE 101 40 461 A1 bekannt ist. Der Inhalt der DE 101 40 461 A1 wird hiermit in vollem Umfang in den Inhalt der vorliegenden Patentanmeldung einbezogen. Ausdrücklich wird darauf hingewiesen, dass sämtliche in der DE 101 40461 A1 beschriebenen Merkmale auch Gegenstand der vorliegenden Patentanmeldung sind.
Figur 1 zeigt einen elektrischen Ventiltrieb 1 , der auf dem Drehaktorprinzip beruht. Ein axial verschieblich angeordnetes Ventil 2 wird durch eine Schließfeder 3 in die hier gezeigte Schließstellung vorgespannt. Am Schaftende des Ventils 2 ist ein Kipphebel 4 angeordnet. Ferner ist eine Steuerwelle 5 mit einem auf den Kipphebel 4 wirkenden Nocken 6 vorgesehen. Die Steuerwelle 5 mit dem Nocken 6 wird durch einen Elektromotor 7 hin und her geschwenkt. Ferner ist ein hebelartiges Element 8 vorgesehen, gegen das ein Arm 9 einer Schenkelfeder 10 drückt. Die Schenkelfeder 10 übt somit auf die Steuerwelle 5 ein Drehmoment aus, das abhängig von der Schwenkstellung der Steuerwelle 5 ist. Bei der Hin- und Herbewegung der Steuerwelle 5 und des Nockens 6 wird auch der Arm 9 der Schenkelfeder 10 entsprechend der Bewegung des hebelartigen Elements 8 mit bewegt. Bei dem in Figur 1 gezeigten Drehaktuator ist das Massenträgheitsmoment des Arms 9 der Schenkelfelder 10 im Vergleich zur Steuerwelle 5 und des Nockens 6 vergleichsweise klein.
Eine Senkung der für die Ventilsteuerung erforderlichen Motorleistung bzw. eine Senkung der für die Ventilsteuerung erforderlichen elektrischen Energie kann dadurch erreicht werden, dass ein "Arm" bzw. ein mit dem Hebelelement 8 zusammenwirkendes "Andrückelement" verwendet wird, das eine "höhere" Massenträgheit hat. Dadurch kann zum einen die für die Ventilsteuerung erforderliche maximale Motordrehzahl bzw. die Leerlaufdrehzahl des Elektromotors verringert werden. Anders ausgedrückt ergibt sich dadurch ein verbesserter elektrischer Gesamtwirkungsgrad.
Figur 2 zeigt eine gemäß der Erfindung verbesserte Anordnung. Anstatt der in Figur 1 gezeigten Schenkelfeder ist bei der Anordnung der Figur 2 ein Torsionsstab 11 vorgesehen, dessen eines Ende 12 fest eingespannt ist, z.B. an einem hier nicht näher dargestellten Aktorgehäuse. Am anderen Ende 13 des Torsionsstabs 11 ist ein "Andrückelement 14" befestigt, das gegen ein hebelartiges Element 15 drückt, das fest mit der Steuerwelle 5 verbunden ist und somit mit der Steuerwelle 5 durch einen in Figur 2 nicht dargestellten Elektromotor hin und her verschwenkt wird. Das hebelartige Element 15 ist exzentrisch zur Steuerwelle 5 angeordnet. Das Andrückelement 14 weist in Bezug auf seine Schwenkachse, d.h. in Bezug auf die Längsachse des Torsionsstabs 11 ein hohes Massenträgheitsmoment auf, das primär durch eine lokale "Massenkonzentration" im Bereich des freien Endes 16 des Andrückelements erreicht wird. Das Massenträgheitsmoment des Andrückelements 14 ist größer als das durch die Steuerwelle 5 und das hebelartige Element 15 gebildete auf die Längsachse 17 bezogene Massenträgheitsmoment. Das Andrückelement weist aber eine ,
vergleichsweise geringe Gesamtmasse auf, was durch eine Ausnehmung 18 im Mittelbereich des Andrückelements 14 erreicht wird. Das Andrückelement 14 ist also durch eine geschlossene Kontur gebildet.
Figur 3 zeigt ein Diagramm, in dem die Drehzahl der Steuerwelle über dem Drehwinkel der Steuerwelle aufgetragen ist. Qualitativ entspricht die Kurve 21 den Verhältnissen bei einem Drehaktuator gemäß dem Stand der Technik, wie er z.B. in Figur 1 dargestellt ist. Der Kurvenverlauf der Kurve 22 entspricht qualitativ einem Drehaktuator gemäß der Erfindung. Wenn das Ventil ganz geschlossen ist und sich die Steuerwelle und der Nocken in ihrer Ruhestellung befinden, dann entspricht dies einem Drehwinkel 0. Im Bereich zwischen 0 und a 1 wird die Steuerwelle und der Nocken durch den Elektromotor und durch die Feder bzw. das Andrückelement beschleunigt. Im Drehwinkelbereich zwischen 0 und a 1 wird ca. 1/4 bzw. 1/3 der in der Feder gespeicherten mechanischen Energie in kinetische Energie des Andrückelements umgewandelt. Das Ventil ist bis zum Drehwinkel a 1 noch vollständig geschlossen. Anschaulich ausgedrückt holen die Steuerwelle und der Nocken im Drehwinkelbereich zwischen 0 und a 1 Schwung, um dann im Drehwinkelbereich zwischen a 1 und a 2 das Ventil entgegen der Kraft der Schließfeder (vgl. Figur 1) zu öffnen.
Beim Stand der Technik hat das Andrückelement eine vergleichsweise geringe Massenträgheit. Somit muss die Steuerwelle und der damit verbundene Nocken auf eine relativ große Drehzahl ni beschleunigt werden.
Eine Verringerung der für die Ventilbetätigung erforderlichen maximalen Drehzahl auf n2 kann erreicht werden, wenn das auf die Schwenkachse des Andrückelements bezogene Massenträgheitsmoment des Andrückelements vergrößert wird, insbesondere wenn es größer ist als das durch die Steuerwelle und den Nocken gebildete, auf die Längsachse der Steuerwelle bezogene Massenträgheitsmoment. Wie aus Figur 4 ersichtlich ist, wird die "Stellmotorkurve" wesentlich flacher. In Bezug auf die maximale Motordrehzahl ni bzw. n2 ist die "mittlere" Betriebsdrehzahl, bei der der Elektromotor arbeitet, bei einem Andrückelement mit vergrößerter Massenträgheit größer als beim Stand der Technik. Absolut betrachtet kann die mittlere Arbeitsdrehzahl bei einem Drehaktor gemäß der Erfindung zwar kleiner sein. Die auf die maximale Motordrehzahl bzw. auf die Leerlaufdrehzahl bezogene mittlere Betriebsdrehzahl ist jedoch größer. Das Verhältnis zwischen mittlerer Betriebsdrehzahl und maximaler Motordrehzahl ni bzw. n2 wiederum ist entscheidend für die "Wirtschaftlichkeit" des Elektromotors. Durch eine Vergrößerung der Massenträgheit des Andrückelements, d.h. bei einer flacheren Drehzahl-Drehwinkel-Kennlinie ergibt sich insgesamt ein besserer elektrischer Gesamtwirkungsgrad.

Claims

Patentansprüche
1. Ventiltrieb (1) für einen Verbrennungsmotor mit einem Ventil (2), das axial verschieblich zwischen einer Öffnungsstellung und einer Schließstellung ist und das durch eine Schließfeder (3) in Richtung seiner Schließstellung vorgespannt ist, einem mit der Steuerwelle (5) verbundenen Nocken (6), der zur Betätigung des Ventils (2) vorgesehen ist, wobei die Steuerwelle (5) durch einen Elektromotor (7) um eine Längsachse (17) der Steuerwelle (5) hin und her schwenkbar angeordnet ist, einem um eine Schwenkachse schwenkbaren Andrückelement (14), das durch ein Federelement (11) vorgespannt ist, wobei das Federelement (11) über das Andrückelement (14) ein Drehmoment auf die Steuerwelle (5) ausübt und das momentan ausgeübte Drehmoment von der Schwenkstellung des Nockens (6) abhängt, und wobei das Andrückelement (14) mit der Hin- und Herbewegung der Steuerwelle (5) ebenfalls um seine Schwenkachse hin und her miterschwenkt wird, dadurch gekennzeichnet, dass das auf die Schwenkachse bezogene Massenträgheitsmoments des Ändrückelements (14) größer ist als das durch die Steuerwelle (5) und den Nocken (6) gebildete, auf die Längsachse (17) der Steuerwelle (5) bezogene Massenträgheitsmoment.
2. Ventiltrieb (1 ) nach Anspruch 1 , wobei das Federelement (11) eine Torsionsfeder ist.
3. Ventiltrieb (1) nach Anspruch 1 oder 2, wobei das Federelement ein Torsionsfederstab (11) ist, der ein erstes Ende (12) aufweist, das fest eingespannt ist, und ein zweites Ende (13) an dem das
I I Andrückelement (14) befestigt ist und senkrecht von dem anderen Ende (13) absteht.
4. Ventiltrieb (1) nach Anspruch 3, wobei der Torsionsfederstab (11) parallel zur Steuerwelle (5) angeordnet ist.
5. Ventiltrieb (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei ein bezüglich der Steuerwelle (5) exzentrisch angeordnetes und mit der Steuerwelle (5) fest verbundenes Teil (5) vorgesehen ist, gegen das das Andrückelement (14) drückt.
6. Ventiltrieb (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei der Massenmittelpunkt des Andrückelements in Bezug auf den Flächenmittelpunkt seiner Projektion näher bei dem der Torsionsfeder (11) abgewandten Ende (16) des Andrückelements (14) liegt.
7. Ventiltrieb (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 6, wobei das Andrückelement (14) eine geschlossene Kontur mit einer Ausnehmung in ihrem Mittelbereich aufweist.
8. Ventiltrieb (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, wobei das Andrückelement (14) ein Stanzteil ist.
9. Ventiltrieb (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, wobei das auf seine Schwenkachse bezogene Massenträgheitsmoment des Andrückelements (14) um einen Faktor, der im Bereich zwischen 1 ,7 und 2,3 liegt, größer ist als das durch die Steuerwelle (5) und den Nocken (6) gebildete, auf die Längsachse (17) der Steuerwelle (5) bezogene Massenträgheitsmoment.
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