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WO2011042392A1 - Nockenwellenanordnung - Google Patents

Nockenwellenanordnung Download PDF

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Publication number
WO2011042392A1
WO2011042392A1 PCT/EP2010/064752 EP2010064752W WO2011042392A1 WO 2011042392 A1 WO2011042392 A1 WO 2011042392A1 EP 2010064752 W EP2010064752 W EP 2010064752W WO 2011042392 A1 WO2011042392 A1 WO 2011042392A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
shaft
rotor
camshaft
screw
cross
Prior art date
Application number
PCT/EP2010/064752
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Matthias Kapp
Craig Dupuis
Inhwa Chung
Original Assignee
Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg
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
Family has litigation
First worldwide family litigation filed litigation Critical https://patents.darts-ip.com/?family=43384513&utm_source=google_patent&utm_medium=platform_link&utm_campaign=public_patent_search&patent=WO2011042392(A1) "Global patent litigation dataset” by Darts-ip is licensed under a Creative Commons Attribution 4.0 International License.
Application filed by Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg filed Critical Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg
Priority to KR1020127008706A priority Critical patent/KR101675613B1/ko
Priority to EP10768214.8A priority patent/EP2486249B1/de
Priority to US13/500,349 priority patent/US20120199085A1/en
Priority to BR112012007549A priority patent/BR112012007549A2/pt
Priority to CN201080044775.9A priority patent/CN102812214B/zh
Publication of WO2011042392A1 publication Critical patent/WO2011042392A1/de

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    • F01L9/20—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by electric means
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
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    • F01L2001/0471—Assembled camshafts
    • F01L2001/0473—Composite camshafts, e.g. with cams or cam sleeve being able to move relative to the inner camshaft or a cam adjusting rod
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
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    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0203—Variable control of intake and exhaust valves
    • F02D13/0215—Variable control of intake and exhaust valves changing the valve timing only

Definitions

  • the invention relates to a camshaft arrangement for changing the relative angular position of at least one first cam of a camshaft relative to a second cam of the camshaft, wherein the arrangement comprises an angle adjusting, which has a stator and a rotatable relative thereto arranged rotor, the rotor rotatably with a Shaft is connected, wherein the stator is rotatably connected to a hollow shaft, wherein the shaft and the hollow shaft are arranged concentrically to each other, wherein the at least one first cam is rotatably connected to the shaft, wherein the at least one second cam is non-rotatably connected to the hollow shaft and wherein the rotationally fixed connection between the rotor and the shaft is made by at least one screw.
  • Camshaft arrangements of this type are known as "cam-in-cam” systems, with which at least two cams of the camshaft-usually a number of respective cams-can be rotated relative to one another on the camshaft in order to change the control times of the gas exchange valves of an internal combustion engine for example, in EP 1 945 918 B1, in GB 2 423 565 A and in WO 2009/098497 A1.
  • the present invention is based on the A u fg abe, a camshaft arrangement of the type mentioned in such a way that the connection between the rotor and the shaft is improved. In this case, a permanently fixed connection can be ensured without having to increase the available space.
  • the solution to this problem by the invention is characterized in that the shaft rests with a front side against a contact surface of the rotor and is pulled by means of at least one screw against the contact surface, wherein the shaft along its axial extent extending in the region of Rotor has a cross-sectional area which increases to the front side to a larger value.
  • the enlargement of the cross-sectional area is preferably limited to the immediate area near the end face. This is to be understood in particular as meaning that the enlargement of the cross-sectional area is restricted to a region which extends a maximum of 10 mm from the end face of the shaft; It is particularly preferred that the increase in the cross-sectional area is restricted to a region which extends between 3 mm and 8 mm from the end face of the shaft.
  • the shaft may have a constant cross-section along its axial extent, which is in the region of the rotor and lies outside the enlargement of the cross-sectional area.
  • the outer diameter of the shaft at its end face preferably corresponds to at least 80% of the outer diameter of a screw head of the screw, more preferably at least 90% of the outer diameter of the screw head.
  • the transition of the outer diameter of the shaft from the region of the smaller cross-sectional area to the region of the enlarged cross-sectional area preferably takes place continuously.
  • the transition is rounded.
  • a single screw is provided, which is arranged as a central screw with its axis concentric with the shaft; the screw is advantageously designed as an expansion screw.
  • the shaft may be formed along its axial extent, which is located in the region of the rotor, as a hollow shaft and have up to the front side a constant inner diameter.
  • the shaft can continue along its axial extent, which is located in the region of the rotor to increase its cross-sectional area have an outer diameter which is not more than 90% of the outer diameter of the shaft on its front side.
  • the outer diameter of the shaft is up to the increase in its cross-sectional area between 80% and 90% of the outer diameter of the shaft on its front side.
  • the angle adjustment device is preferably designed as a hydraulic adjusting device.
  • Fig. 1 a the radial section through a camshaft arrangement of a
  • Fig. 2 shows schematically the time course of the opening and closing of
  • Fig. 3 shows schematically the time course of the opening and closing of the
  • Fig. 4 shows schematically the time course of the opening and closing of the
  • Fig. 5 shows schematically the time course of the opening and closing of the
  • a camshaft assembly 1 which comprises a camshaft 2 having (not shown) cams, which cooperate in a known manner with gas exchange valves to control the gas exchange in an internal combustion engine.
  • An arrangement of this type serves to vary the valve timing of a combus- tion engine. In most cases, hydraulically actuated adjuster are set.
  • a first driving strategy the control of an intake valve is changed relative to an exhaust valve, or vice versa, which is mostly useful in SOHC (Single Overhead Camshaft) or OHV (Overhead Valves) engines. This allows the change of the intake phase or the exhaust phase with a single camshaft.
  • a second driving strategy is to change the timing of one set of intake valves relative to another set of valves with a single intake camshaft. This can be used when two or possibly three intake valves per cylinder are provided and it is desired to change the timing of one of the intake valves relative to the others on a cylinder.
  • the timing of one set of exhaust valves is changed relative to another set of valves with a single exhaust camshaft.
  • This can be used when two or possibly three exhaust valves per cylinder are provided, where it is desired to vary the timing of one exhaust valve relative to the other on a cylinder.
  • the intake and exhaust valves of the internal combustion engine are arranged.
  • the angle adjustment device 3 it is possible to rotate part of the cams relative to another part of the cams.
  • the camshaft 2 consists of two coaxially arranged shaft elements, namely a shaft 6 and a hollow shaft 7, in which the shaft 6 is arranged coaxially.
  • the located on the camshaft 2 cams are rotatably connected either to the shaft 6 or with the hollow shaft 7. Details of this can be found in EP 1 945 918 B1.
  • the angle adjustment device 3 has a stator 4 and a rotor 5, which can be rotated relative to one another - in the exemplary embodiment by means of hydraulic actuation - by a defined angle.
  • This generation of this twisting function is known in the prior art, reference being made by way of example to DE 103 44 816 A1.
  • an impeller is present, are formed in the wing or arranged in the wing.
  • the wings are located in hydraulic chambers, which are incorporated in a rotor. By appropriate admission of the respective Side of the hydraulic chambers with hydraulic fluid can be an adjustment of the rotor relative to the stator.
  • the rotor 5 is rotatably connected to the shaft 6, wherein a central screw 8 is used for this purpose.
  • a central screw 8 is used for this purpose.
  • the invention provides that the shaft 6 rests with one of its end faces 9 on a contact surface 10 of the rotor 5 and is pulled by means of the central screw 8 against the contact surface 10.
  • the shaft 6 along its axial extent, which is located in the region of the rotor 5, has a cross-sectional area Ai which reaches a larger value A up to the end face 9 2 enlarged.
  • the surfaces A- and A 2 are indicated in Figure 1 b; These are in the form of circular surfaces.
  • the preferred dimensioning of the frontal broadening of the shaft 6 also gives the specified geometric data.
  • the shaft 6 is designed in the axial region of the rotor 5 as a hollow shaft and accordingly has an inner diameter D
  • the outer diameter of the shaft 6 is indicated by D A o.
  • D A o Towards the front end of the shaft 6, the shaft 6 widens, ie the outer diameter increases to a value D A.
  • the axial area over which the enlargement of the cross-sectional area takes place is indicated by x.
  • the outer diameter D A in the end-side end region of the shaft 6 is preferably approximately as large as the outer diameter D A s of the screw head 1 1 of the central screw 8 or he is slightly smaller. As can be further seen, the transition 12 is rounded from the smaller to the larger cross-sectional area to avoid stress concentrations.
  • the stator 4 has, moreover, a cover element 13, which is connected by means of screws 14 to the stator 4. With the lid member 13, the hollow shaft 7 is rotatably connected. The rotationally fixed connection between the stator 4 and the hollow shaft 7 takes place via the cover element 8 connected to the stator 4 in such a way that the cover element 13 has a bore for receiving a cylindrical portion of the hollow shaft 7.
  • the angle adjustment device 3 is closed by a further cover element 16.
  • the drive of the angle adjustment device 3 and thus the camshaft 2 takes place in a known manner via a pinion 17 via a driven by the crankshaft of the internal combustion engine (not shown) chain.
  • the pinion 17 is formed here as a separate component. However, it can also be formed integrally in the stator 4.
  • FIGS. 2 to 5 The possible operation of an internal combustion engine through the camshaft arrangement is illustrated in FIGS. 2 to 5.
  • the figures each show the course of the opening path that a cam exerts on a valve over time.
  • Fig. 3 is for the same construction of the engine as in Fig. 2 to see what the course looks like when the shaft 6 actuates the intake valves. Again, the actuation of the exhaust valves can be seen in the left half of the picture and those of the inlet valves in the right half of the picture. Here, the phasing of the intake valves can now be varied relative to the crankshaft, again recognizable by the dashed curves and the double arrow.
  • the optimized control d. H. the opening and closing, the intake valves depending on the speed and the load state of the internal combustion engine.
  • the volumetric efficiency can be improved, resulting in improved engine torque development, as well as higher fuel efficiency and engine runnability.
  • the duration of the opening of the exhaust valves can be changed, so that the opening time of the exhaust valves can be optimized.
  • Early opening of the exhaust valves before bottom dead center (UT) allows the engine to warm up quickly, reducing cold start emissions.
  • FIG. 5 An analogous solution to FIG. 4 is sketched in FIG. 5. Again, a DOHC engine is used. Here, the shaft 6 actuates one or more intake valves per cylinder, while the remaining intake valves are actuated by the hollow shaft 7.
  • the solid lines in the right half of FIG. 5 in turn shows the control of one or more inlet valves with fixed control times, while the dashed lines and the double arrow indicate that the rest of the inlet valves can be temporally changed in their control by means of the angle adjustment device 3 ,
  • the duration of the opening of the inlet valves can be changed here.
  • the closing time of the intake valves can be optimized. This can be used to drive a Late Intake Valve Closing (LIVC) strategy.
  • LIVC Late Intake Valve Closing
  • Closing the intake valves after the bottom dead center (UT) allows some of the gas to be forced back into the intake tract, which causes the intake valves to close Length of the compression stroke reduced. This leads to a reduction of the pumping losses of the engine and thus to an improved fuel efficiency.
  • the closing of the intake valves can be optimized depending on the engine speed and engine load.

Landscapes

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Nockenwellenanordnung (1) zur Veränderung der relativen Winkellage mindestens einer ersten Nocke einer Nockenwelle (2) relativ zu einer zweiten Nocke der Nockenwelle (2), wobei die Anordnung eine Winkelverstellvorrichtung (3) umfasst, die einen Stator (4) und einen relativ zu diesem drehbar angeordneten Rotor (5) aufweist, wobei der Rotor (5) drehfest mit einer Welle (6) verbunden ist, wobei der Stator (4) drehfest mit einer Hohlwelle (7) verbunden ist, wobei die Welle (6) und die Hohlwelle (7) konzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei die mindestens eine erste Nocke drehfest mit der Welle (6) verbunden ist, wobei die mindestens eine zweite Nocke dreh- fest mit der Hohlwelle (7) verbunden ist und wobei die drehfeste Verbindung zwischen dem Rotor (5) und der Welle (6) durch mindestens eine Schraube (8) hergestellt wird. Um eine feste Verbindung zwischen Rotor und Welle zu etablieren, die wenig Raum einnimmt, sieht die Erfindung vor, dass die Welle (6) mit einer Stirnseite (9) an einer Anlagefläche (10) des Rotors (5) anliegt und mittels der mindestens einen Schraube (8) gegen die Anlagefläche (10) gezogen wird, wobei die Welle (6) entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Rotors (5) befindet, eine Querschnittsfläche (A1) aufweist, die sich bis zur Stirnseite (9) auf einen größeren Wert (A2) vergrößert.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Nockenwellenanordnung Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft eine Nockenwellenanordnung zur Veränderung der relativen Winkellage mindestens einer ersten Nocke einer Nockenwelle relativ zu einer zweiten Nocke der Nockenwelle, wobei die Anordnung eine Winkelverstellvorrichtung umfasst, die einen Stator und einen relativ zu diesem drehbar angeordneten Rotor aufweist, wobei der Rotor drehfest mit einer Welle verbunden ist, wobei der Stator drehfest mit einer Hohlwelle verbunden ist, wobei die Welle und die Hohlwelle konzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei die mindestens eine erste Nocke drehfest mit der Welle verbunden ist, wobei die mindestens eine zweite Nocke drehfest mit der Hohlwelle verbunden ist und wobei die drehfeste Verbindung zwischen dem Rotor und der Welle durch mindestens eine Schraube hergestellt wird. Hintergrund der Erfindung
Nockenwellenanordnung dieser Art sind als„Cam in Cam"-Systenne bekannt. Mit ihnen können mindestens zwei Nocken der Nockenwelle - meist eine Anzahl jeweiliger Nocken - relativ zueinander auf der Nockenwelle verdreht werden, um die Steuerzeiten der Gaswechselventile eines Verbrennungsmotors zu verändern. Derartige Nockenwellensysteme sind beispielsweise in der EP 1 945 918 B1 , in der GB 2 423 565 A und in der WO 2009/098497 A1 beschrie- ben.
Bekannt ist es, die drehfeste Verbindung zwischen dem Rotor bzw. einem Teil desselben und der Welle mittels einer Verschraubung herzustellen, wobei zumeist eine Zentralschraube eingesetzt wird, die konzentrisch zur Achse der Welle und Hohlwelle angeordnet ist. In den genannten Druckschriften ist teilweise eine solche Lösung gezeigt.
Es hat sich gezeigt, dass diese Verbindung eine gewisse Schwachstelle darstellt. Nur bei Ausbildung der Zentralschraube aus Dehnschraube kann eine hinreichende Vorspannung sichergestellt werden, so dass die Verbindung dauerhaft fest ist. Dennoch kann es unter starker Belastung zu einer Lösung der drehfesten Verbindung zwischen Welle und Rotor kommen. Demgemäß stellt die Verbindung der Welle mit dem Rotor bei gattungsgemäßen Versteilvorrichtungen eine Schwachstelle dar, die im Versagensfall zu einem Funktionsausfall der Nockenwellenanordnung führen kann.
Aufgabe der Erfindung
Der vorliegenden Erfindung liegt die A u fg a b e zugrunde, eine Nockenwellen- anordnung der eingangs genannten Art so fortzubilden, dass die Verbindung zwischen dem Rotor und der Welle verbessert wird. Dabei soll eine dauerhaft feste Verbindung sichergestellt werden können, ohne den zur Verfügung stehenden Bauraum vergrößern zu müssen. Zusammenfassung der Erfindung
Die L ö s u n g dieser Aufgabe durch die Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass die Welle mit einer Stirnseite an einer Anlagefläche des Rotors anliegt und mittels der mindestens einen Schraube gegen die Anlagefläche gezogen wird, wobei die Welle entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Rotors befindet, eine Querschnittsfläche aufweist, die sich bis zur Stirnseite auf einen größeren Wert vergrößert.
Die Vergrößerung der Querschnittsfläche ist bevorzugt auf den unmittelbaren Bereich nahe der Stirnseite beschränkt. Hierunter ist insbesondere zu verstehen, dass die Vergrößerung der Querschnittsfläche auf einen Bereich beschränkt ist, der sich maximal über 10 mm von der Stirnseite der Welle er- streckt; besonders bevorzugt ist vorgesehen, dass die Vergrößerung der Querschnittsfläche auf einen Bereich beschränkt ist, der sich zwischen 3 mm und 8 mm von der Stirnseite der Welle erstreckt.
Die Welle kann entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Ro- tors befindet und außerhalb der Vergrößerung der Querschnittsfläche liegt, einen konstanten Querschnitt aufweisen.
Der Außendurchmesser der Welle an ihrer Stirnseite entspricht vorzugsweise mindestens 80 % des Außendurchmessers eines Schraubenkopfes der Schraube, besonders bevorzugt mindestens 90 % des Außendurchmessers des Schraubenkopfes.
Der Übergang des Außendurchmessers der Welle vom Bereich der geringeren Querschnittsfläche zum Bereich der vergrößerten Querschnittsfläche erfolgt dabei bevorzugt stetig. Insbesondere ist vorgesehen, dass der Übergang verrundet ausgebildet ist. Vorzugsweise ist eine einzige Schraube vorhanden, die als Zentralschraube mit ihrer Achse konzentrisch zur Welle angeordnet ist; die Schraube ist dabei mit Vorteil als Dehnschraube ausgebildet. Die Welle kann entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Rotors befindet, als Hohlwelle ausgebildet sein und bis zur Stirnseite einen konstanten Innendurchmesser aufweisen. Die Welle kann weiterhin entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Rotors befindet, bis zur Vergrößerung ihrer Querschnittsfläche einen Außendurchmesser aufweisen, der höchs- tens 90 % des Außendurchmessers der Welle an ihrer Stirnseite beträgt. Besonders bevorzugt ist vorgesehen, dass der Außendurchmesser der Welle bis zur Vergrößerung ihrer Querschnittsfläche zwischen 80 % und 90 % des Außendurchmessers der Welle an ihrer Stirnseite beträgt. Die Winkelverstellvorrichtung ist vorzugsweise als hydraulische Versteilvorrichtung ausgebildet.
Mit dieser Ausgestaltung wird es möglich, eine sehr feste Verbindung zwischen Rotor und Welle herzustellen, die wenig Raum einnimmt. Durch die Vergröße- rung des stirnseitigen Endbereichs der Welle wird die Kontaktfläche zum Rotor wesentlich erhöht, so dass sich eine verbesserte und festere Anlage der Welle am Rotor ergibt.
Kurze Beschreibung der Figuren
In den Zeichnungen ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung dargestellt. Es zeigen:
Fig. 1 a den Radialschnitt durch eine Nockenwellenanordnung eines
Verbrennungsmotors mit einer Nockenwelle, die aus zwei konzentrischen Wellen besteht, wobei die Anordnung eine Winkelverstellvorrichtung aufweist, die Einzelheit„X" gemäß Fig. 1 a,
Fig. 2 schematisch den zeitlichen Verlauf des Öffnens und Schließens von
Ein- und Auslassventilen eines Verbrennungsmotors nach einer ers- ten möglichen Betätigungsweise,
Fig. 3 schematisch den zeitlichen Verlauf des Öffnens und Schließens der
Ventile nach einer zweiten möglichen Betätigungsweise, Fig. 4 schematisch den zeitlichen Verlauf des Öffnens und Schließens der
Ventile nach einer dritten möglichen Betätigungsweise und
Fig. 5 schematisch den zeitlichen Verlauf des Öffnens und Schließens der
Ventile nach einer vierten möglichen Betätigungsweise.
Ausführliche Beschreibung der Figuren
In Fig. 1 a und Fig. 1 b ist eine Nockenwellenanordnung 1 dargestellt, die eine Nockenwelle 2 umfasst, die (nicht dargestellte) Nocken aufweist, die in bekannter Weise mit Gaswechselventilen zusammenwirken, um den Gasaustausch in einer Brennkraftmaschine zu steuern.
Eine Anordnung dieser Art dient dazu, die Ventilsteuerzeiten eines Verbren nungsmotors zu variieren. Zumeist werden hydraulisch betätigte Versteller ein gesetzt.
Nach einer ersten Fahrstrategie wird die Steuerung eines Einlassventils relativ zu einem Auslassventil - bzw. umgekehrt - verändert, was zumeist in Motoren der Bauarten SOHC (Single Overhead Camshaft) oder OHV (Overhead Valves) nützlich ist. Dies erlaubt die Veränderung der Einlassphase oder der Auslassphase mit einer einzigen Nockenwelle. Eine zweite Fahrstrategie sieht vor, dass die Steuerzeiten eines Satzes Einlassventile relativ zu einem anderen Satz von Ventilen mit einer einzelnen Einlassnockenwelle verändert werden. Dies kann eingesetzt werden, wenn zwei oder möglicherweise drei Einlassventile pro Zylinder vorgesehen sind und es gewünscht wird, die Steuerzeiten eines der Einlassventile relativ zu den anderen an einem Zylinder zu verändern.
Nach einer dritten Fahrstrategie werden die Steuerzeiten eines Satzes von Auslassventilen relativ zu einem anderen Satz von Ventilen mit einer einzelnen Auslassnockenwelle verändert. Dies kann zum Einsatz kommen, wenn zwei oder möglicherweise drei Auslassventile pro Zylinder vorgesehen sind, wobei es gewünscht ist, die Steuerzeiten eines Auslassventils relativ zu den anderen an einem Zylinder zu verändern. Hier weist die Nockenwellenanordnung 1 eine Winkelverstellvorrichtung 3 auf, die mit der Nockenwelle 2 verbunden ist. Auf der Nockenwelle sind Nocken für beispielsweise die Einlass- und Auslassventile des Verbrennungsmotors angeordnet. Mittels der Winkelverstellvorrichtung 3 ist es möglich, einen Teil der Nocken relativ zu einem anderen Teil der Nocken zu verdrehen. Hierfür besteht die Nockenwelle 2, aus zwei koaxial angeordneten Wellenelementen, nämlich aus einer Welle 6 und einer Hohlwelle 7, in der die Welle 6 koaxial angeordnet ist. Die sich auf der Nockenwelle 2 befindlichen Nocken sind entweder mit der Welle 6 oder mit der Hohlwelle 7 drehfest verbunden. Details hierzu gehen aus der EP 1 945 918 B1 hervor.
Die Winkelverstellvorrichtung 3 weist einen Stator 4 und einen Rotor 5 auf, die relativ zueinander - im Ausführungsbeispiel mittels hydraulischer Betätigung - um einen definierten Winkel verdreht werden können. Diese Erzeugung dieser Verdrehfunktion ist im Stand der Technik bekannt, wobei exemplarisch auf die DE 103 44 816 A1 Bezug genommen wird. In der dort beschriebenen Vorrichtung ist ein Flügelrad vorhanden, in das Flügel eingeformt oder in dem Flügel angeordnet sind. Die Flügel befinden sich in Hydraulikkammern, die in einem Rotor eingearbeitet sind. Durch entsprechende Beaufschlagung der jeweiligen Seite der Hydraulikkammern mit Hydraulikfluid kann eine Verstellung des Rotors relativ zum Stator erfolgen.
Der Rotor 5 ist mit der Welle 6 drehfest verbunden, wobei hierfür eine Zentral- schraube 8 eingesetzt wird. Durch die Zentralschraube 8 wird eine feste radiale und axiale Verbindung zwischen Rotor 5 und Welle 6 sichergestellt.
Damit diese Verbindung besonders fest ausgebildet ist, sieht die Erfindung vor, dass die Welle 6 mit einer ihrer Stirnseiten 9 an einer Anlagefläche 10 des Rotors 5 anliegt und mittels der Zentralschraube 8 gegen die Anlagefläche 10 gezogen wird. Damit es zu einer verbesserten Anlage der Wellenstirnseite an der Anlagefläche kommt, ist vorgesehen, dass die Welle 6 entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Rotors 5 befindet, eine Querschnittsfläche A-i aufweist, die sich bis zur Stirnseite 9 auf einen größeren Wert A2 vergrößert. Die Flächen A-, und A2 sind in Fig. 1 b angedeutet; es handelt sich vorliegend um kreisringförmige Flächen.
Die bevorzugte Dimensionierung der stirnseitigen Verbreiterung der Welle 6 ergibt sich auch den angegebenen Geometriedaten. Die Welle 6 ist im axialen Bereich des Rotors 5 als Hohlwelle ausgeführt und hat demgemäß einen Innendurchmesser D|. Der Außendurchmesser der Welle 6 ist mit DAo angegeben. Zum stirnseitigen Ende der Welle 6 hin verbreitert sich die Welle 6, d. h. der Außendurchmesser steigt auf einen Wert DA an. Der axiale Bereich, über den die Vergrößerung der Querschnittsfläche erfolgt, ist mit x angegeben.
Der Außendurchmesser DA im stirnseitigen Endbereich der Welle 6 ist dabei bevorzugt etwa so groß wie der Außendurchmesser DAs des Schraubenkopfs 1 1 der Zentralschraube 8 bzw. er ist geringfügig kleiner. Wie weiter gesehen werden kann, ist der Übergang 12 von der kleineren auf die größere Querschnittsfläche gerundet ausgebildet, um Spannungskonzentrationen zu vermeiden. Der Stator 4 weist im übrigen ein Deckelelement 13 auf, das mittels Schrauben 14 mit dem Stator 4 verbunden ist. Mit dem Deckelelement 13 ist die Hohlwelle 7 drehfest verbunden. Die drehfeste Verbindung zwischen Stator 4 und Hohlwelle 7 erfolgt über das mit dem Stator 4 verbundenes Deckelelement 8 dabei in der Weise, dass das Deckelelement 13 eine Bohrung zur Aufnahme eines zylindrischen Abschnitts der Hohlwelle 7 aufweist. Dabei ist vorgesehen, dass in der zylindrischen Kontaktfläche 15 zwischen Deckelelement 13 und Hohlwelle 7 eine kraftschlüssige und/oder eine stoffschlüssige Verbindung vorliegt. An der dem Deckelelement 13 gegenüberliegenden Seite ist die Winkelverstellvorrichtung 3 mit einem weiteren Deckelelement 16 verschlossen. Der Antrieb der Winkelverstellvorrichtung 3 und damit der Nockenwelle 2 erfolgt in bekannter Weise über ein Ritzel 17 über eine von der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine angetriebene (nicht dargestellte) Kette. Das Ritzel 17 ist hier als separates Bauteil ausgebildet. Es kann aber auch in den Stator 4 integriert ausgebildet sein.
Damit ist es möglich, die Phasenlage zwischen den Nocken, die mit der Hohlwelle 7 drehfest verbunden sind, und den Nocken, die mit der Welle 6 drehfest verbunden sind, zu beeinflussen, d. h. zu verstellen. Die Verbindung zwischen dem Rotor 5 und der Welle 6 ist dabei erfindungsgemäß so fest ausgebildet, dass ein ausreichendes Drehmoment übertragen werden kann, um gegen die Federkraft der Gaswechselventile die Betätigung der Nocken zu bewerkstelligen. Dasselbe gilt natürlich für die Verbindung zwischen dem Stator 4 und der Hohlwelle 7.
Die durch die Nockenwellenanordnung mögliche Betriebsweise eines Verbrennungsmotors ist in den Figuren 2 bis 5 illustriert. Die Figuren zeigen jeweils den Verlauf des Öffnungsweges, den eine Nocke auf ein Ventil ausübt, über der zeit.
In einem Motor mit einer einzelnen Nockenwelle (SOHC-Bauweise - Single Overhead Camshaft) bzw. einem Motor in OHV-Bauart (Overhead Valve) betä- tigt die Welle 6 die Auslassventile, wobei die Steuerung der Auslassventile relativ zur Kurbelwelle des Motors verstellt werden können. Die Betätigung der Auslassventile ist dabei in der linken Figurenhälfte in Fig. 2 zu sehen, während in der rechten Figurenhälfte die Betätigung der Einlassventile zu sehen ist. Die gestrichelten Kurvenverläufe für die Auslassventile und die Verschiebung in Richtung des Doppelpfeils geben an, dass hierfür die Verstellmöglichkeit der Winkelverstellvorrichtung 3 genutzt wird.
Dies ermöglicht im Falle von Fig. 2 die optimierte Steuerung, d. h. das Öffnen und Schließen, der Auslassventile, abhängig von der Drehzahl und vom Lastzustand des Verbrennungsmotors. Dies führt in vorteilhafter Weise zu einer höheren Treibstoffeffizienz und zu reduzierten Emissionen.
In Fig. 3 ist für dieselbe Bauweise des Motors wie bei Fig. 2 zu sehen, wie der Verlauf aussieht, wenn die Welle 6 die Einlassventile betätigt. Wiederum ist die Betätigung der Auslassventile in der linken Bildhälfte zu sehen und die der Einlassventile in der rechten Bildhälfte. Hier kann nun - wiederum zu erkennen an den gestrichelten Kurvenverläufen und dem Doppelpfeil - die Phasenlage der Einlassventile relativ zur Kurbelwelle variiert werden.
Dies ermöglicht im Falle von Fig. 3 die optimierte Steuerung, d. h. das Öffnen und Schließen, der Einlassventile abhängig von der Drehzahl und vom Lastzustand des Verbrennungsmotors. Die volumetrische Effizient kann verbessert werden, was zu einer verbesserten Drehmomententwicklung des Motors sowie zu einer höheren Treibstoffeffizienz und zu besserem Laufverhalten des Motors führt.
In einem Motor mit zwei obenliegenden Nockenwellen (DOHC-Bauart) kann vorgesehen werden, dass die Welle 6 mit den drehfest auf ihr befestigten No- cken ein oder mehrere Auslassventile pro Zylinder betätigt, während die verbleibenden Auslassventile durch die Hohlwelle 7 und den auf ihr drehfest angeordneten Nocken betätigt werden. Eine solche Lösung zeigt Fig. 4. In diesem Falle kann für jeden Zylinder eine Verstellung der Betätigung eines oder mehrerer der Auslassventile relativ zu den verbleibenden Auslassventilen erfolgen. In der linken Figurenhälfte in Fig. 4 ist zu sehen, dass mindestens ein Auslassventil (s. ausgezogene Linie) mit festen Steuerzeiten beaufschlagt wird, während mindestens ein weiteres Auslassventil (s. gestrichelte Linien und Doppelpfeil) hinsichtlich der Steuerzeiten verstellbar ist. Die Einlassventile sind vorliegend in den Steuerzeiten unverstellbar (s. rechte Figurenhälfte).
Damit kann die Dauer des Öffnens der Auslassventile verändert werden, so dass die Öffnungszeit der Auslassventile optimiert werden kann. Eine frühe Öffnung der Auslassventile vor dem unteren Totpunkt (UT) ermöglicht ein schnelles Aufwärmen des Verbrennungsmotors, was die Kaltstart-Emissionen verringert.
Eine analoge Lösung zu Fig. 4 ist in Fig. 5 skizziert. Auch hier kommt ein Motor mit DOHC-Bauart zum Einsatz. Die Welle 6 betätigt hier ein oder mehrere Einlassventile pro Zylinder, während die verbleibenden Einlassventile von der Hohlwelle 7 betätigt werden.
Damit kann wiederum eine Steuerung dahingehend erfolgen, dass die Ventil- Öffnungszeiten am Einlass variiert werden können. Die ausgezogene Linien in der rechten Figurenhälfte von Fig. 5 zeigt wiederum die Steuerung eines oder mehrerer Einlassventile mit unveränderlichen Steuerzeiten, während die gestrichelten Linien und der Doppelpfeil angeben, dass der Rest der Einlassventile bezüglich ihrer Steuerung mittels der Winkelverstellvorrichtung 3 zeitlich ver- ändert werden können.
Somit kann hier analog zu Fig. 4 die Dauer der Öffnung der Einlassventile verändert werden. Weiterhin kann auch die Schließzeit der Einlassventile optimiert werden. Dies kann genutzt werden um eine Strategie des späten Einlass- ventil-Schließens zu fahren (LIVC - Late Intake Valve Closing).
Das Schließen der Einlassventile hinter dem unteren Totpunkt (UT) ermöglicht es, dass ein Teil des Gases zurück in den Ansaugtrakt gedrückt wird, was die Länge des Kompressionstakts reduziert. Dies führt zu einer Reduzierung der Pumpverluste des Motors und so zu einer verbesserten Treibstoff-Effizienz. Das Schließen der Einlassventile kann abhängig von der Drehzahl und von der Motorlast optimiert werden.
Bezugszeichenliste
1 Nockenwellenanordnung
2 Nockenwelle
3 Winkelverstellvorrichtung
4 Stator
5 Rotor
6 Welle
7 Hohlwelle
8 Schraube (Zentralschraube)
9 Stirnseite
10 Anlagefläche
1 1 Schraubenkopf
12 Übergang
13 Deckelelement
14 Schraube
15 zylindrische Kontaktfläche
16 Deckelelement
17 Ritzel
A-i Querschnittsfläche
A2 Querschnittsfläche
x Bereich (axiale Erstreckung)
DA Außendurchmesser
DAS Außendurchmesser des Schraubenkopfes
Di Innendurchmesser
DAo Außendurchmesser

Claims

Patentansprüche
1 . Nockenwellenanordnung (1 ) zur Veränderung der relativen Winkellage mindestens einer ersten Nocke einer Nockenwelle (2) relativ zu einer zweiten Nocke der Nockenwelle (2), wobei die Anordnung eine Winkelverstellvorrichtung (3) umfasst, die einen Stator (4) und einen relativ zu diesem drehbar angeordneten Rotor (5) aufweist, wobei der Rotor (5) drehfest mit einer Welle (6) verbunden ist, wobei der Stator (4) drehfest mit einer Hohlwelle (7) verbunden ist, wobei die Welle (6) und die Hohlwelle (7) konzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei die mindestens eine erste Nocke drehfest mit der Welle (6) verbunden ist, wobei die mindestens eine zweite Nocke drehfest mit der Hohlwelle (7) verbunden ist und wobei die drehfeste Verbindung zwischen dem Rotor (5) und der Welle (6) durch mindestens eine Schraube (8) hergestellt wird, dadurch gekennzeichnet, dass die Welle (6) mit einer Stirnseite (9) an einer Anlagefläche (10) des Rotors (5) anliegt und mittels der mindes- tens einen Schraube (8) gegen die Anlagefläche (10) gezogen wird, wobei die Welle (6) entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Rotors (5) befindet, eine Querschnittsfläche (A-i) aufweist, die sich bis zur Stirnseite (9) auf einen größeren Wert (A2) vergrößert.
2. Nockenwellenanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Vergrößerung der Querschnittsfläche (A2) auf den unmittelbaren Bereich nahe der Stirnseite (9) beschränkt ist.
3. Nockenwellenanordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Vergrößerung der Querschnittsfläche (A2) auf einen Bereich (x) beschränkt ist, der sich maximal über 10 mm von der Stirnseite (9) der Welle (6) erstreckt.
4. Nockenwellenanordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Vergrößerung der Querschnittsfläche (A2) auf einen Bereich (x) beschränkt ist, der sich zwischen 3 mm und 8 mm von der Stirnseite (9) der Welle (6) erstreckt.
5. Nockenwellenanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Welle (6) entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Rotors (5) befindet und außerhalb der Vergrößerung der Quer- schnittsfläche liegt, einen konstanten Querschnitt aufweist.
6. Nockenwellenanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Außendurchmesser (DA) der Welle (6) an ihrer Stirnseite (9) mindestens 80 % des Außendurchmessers (DAs) eines Schraubenkopfes (1 1 ) der Schraube (8) entspricht.
7. Nockenwellenanordnung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Außendurchmesser (DA) der Welle (6) an ihrer Stirnseite (9) mindestens 90 % des Außendurchmessers (DAs) des Schraubenkopfes (1 1 ) der Schraube (8) entspricht.
8. Nockenwellenanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Übergang (12) des Außendurchmessers der Welle (6) vom Bereich der geringeren Querschnittsfläche (A-i) zum Bereich der vergrößer- ten Querschnittsfläche (A2) stetig erfolgt.
9. Nockenwellenanordnung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Übergang (12) des Außendurchmessers der Welle (6) verrundet ausgebildet ist.
Nockenwellenanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass eine einzige Schraube (8) vorhanden ist, die als Zentralschraube mit ihrer Achse konzentrisch zur Welle (6) angeordnet ist.
Nockenwellenanordnung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraube (8) als Dehnschraube ausgebildet ist.
Nockenwellenanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Welle (6) entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Rotors (5) befindet, als Hohlwelle ausgebildet ist und bis zur Stirnseite (9) einen konstanten Innendurchmesser (Di) aufweist.
Nockenwellenanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Welle (6) entlang ihrer axialen Erstreckung, die sich im Bereich des Rotors (5) befindet, bis zur Vergrößerung ihrer Querschnittsfläche einen Außendurchmesser (DAo) aufweist, der höchstens 90 % des Außendurchmessers (DA) der Welle (6) an ihrer Stirnseite (9) beträgt.
Nockenwellenanordnung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Außendurchmesser (DAo) der Welle (6) bis zur Vergrößerung ihrer Querschnittsfläche zwischen 80 % und 90 % des Außendurchmessers (DA) der Welle (6) an ihrer Stirnseite (9) beträgt.
Nockenwellenanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Winkelverstellvorrichtung (3) als hydraulische Versteilvorrichtung ausgebildet ist.
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