Elektromotorischer Nockenwellenversteller

Beschreibung

Gebiet der Erfindung

Die Erfindung betrifft einen elektromotorischen Nockenwellenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors gegenüber dessen Kurbelwelle, insbesondere nach dem Oberbegriff des unabhängigen Patentanspruchs 1.

Hintergrund der Erfindung

Elektromotorische Nockenwellenversteller zeichnen sich durch schnelle und exakte Nockenwellenverstellung im gesamten Betriebsbereich des Verbren¬ nungsmotors aus. Das gilt auch für den Kaltstart und den Wiederstart nach Abwürgen des Verbrennungsmotors.

Elektrische Nockenwellenversteller bestehen aus einem mit der Nockenwelle drehfest verbundenen Verstellmechanismus und einem am Verbrennungsmotor befestigten elektromotorischen Verstellantrieb, dessen Motorwelle an der Ver¬ stellwelle des mit Nockenwellendrehzahl umlaufenden Verstellmechanismus angreift. Als Verstellmechanismus werden zumeist folgende Dreiwellengetriebe verwen¬ det:

- Taumelscheibengetriebe.

Diese besitzen einen einfachen Aufbau. Ihre Herstellbarkeit in Großserie ist jedoch nicht geklärt. Außerdem sind sie toleranzenanfällig und die Herstellung der Verzahnungsteile ist mit hohen Kosten verbunden, da dieselben wegen hoher Beanspruchung und aus Genauigkeitsgründen spanend gefertigt werden müssen.

- Doppel-Innenexzentergetriebe.

Diese Getriebeart ist sehr funktionstüchtig und laufruhig, verursacht aber we- gen der Vielzahl der Bauteile einen erheblichen Kostenaufwand.

- Planeten- und Zykloidgetriebe (sogenannte Harmonic-Drive-Getriebe).

Letzteres ist in der DE 40 227 35 A1 beschrieben, bei der ein elektromotori- scher Nockenwellenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors gegenüber der Kurbelwelle desselben offenbart ist, mit einem Dreiwellengetriebe, das ein kurbelwellenfestes, als Ketten- oder Zahn¬ riemenrad ausgebildetes Antriebsrad und ein nockenwellenfestes Abtriebsteil sowie eine Verstellwelle aufweist, die mit dem Rotor eines elektrischen Ver- Stellmotors drehfest verbunden und dessen Stator an dem Verbrennungsmotor befestigt ist.

Dieses Zykloidgetriebe zeichnet sich durch geringen Bauraum und große Funk¬ tionssicherheit aus, erfordert aber einen hohen Bauaufwand. Aufgabe der Erfindung

Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, ein Dreiwellengetriebe für einen elektromotorisch angetriebenen Nockenwellenversteller zu schaffen, das einen vergleichsweise niedrigen Fertigungsaufwand erfordert.

Zusammenfassung der Erfindung

Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des unabhängigen Vorrichtungsanspruchs 1 gelöst.

Das Taumelscheiben- und das Einfach-Innenexzentergetriebe bieten verschie¬ dene Möglichkeiten zur Senkung des Fertigungsaufwands. Beide Getriebearten können weitgehend spanlos gefertigt werden. Das Taumelscheibengetriebe bietet zudem die Möglichkeit eines einfachen Zahnspielausgleichs, während das Einfach-Innenexzentergetriebe viele Möglichkeiten zur Verminderung der Bauteilzahl aufweist.

Von Vorteil ist, dass als elektrische Verstellmotoren bürstenlose Gleichstrom¬ motoren, insbesondere solche mit Seltenerdmagneten und mit bipolarer Be¬ triebsweise vorgesehen sind. Diese Motoren zeichnen sich aufgrund des feh¬ lenden Kommutators durch einfachen Aufbau, hohe Beschleunigung und prak¬ tisch verschleißfreien Betrieb aus.

Das erste und zweite Kegelrad sowie die beidseits verzahnte Taumelscheibe des Taumelscheibengetriebes eignen sich vorzüglich für eine pulvermetallurgi¬ sche Fertigung. Die Festigkeit und Härte dieser Bauteile kann nach dem Sin¬ tern zum Beispiel durch Verzahnungsnachwalzen oder Warm- bzw. Hoch- druckpressen gesteigert werden ohne die Teilegenauigkeit zu beeinträchtigen. Die oben angeführten Bauteile können auch durch Taumelpressen oder Axial¬ walzen aus einem Stahlrohling gefertigt werden. Ein wichtiges Merkmal für die Güte eines Verstellgetriebes ist das richtige Ver¬ drehspiel der Verzahnungspaare. Durch das dynamische Nockenwellendreh¬ moment kann ein zu großes Zahnspiel im Betrieb zu Drehschwingungen zwi- sehen den beiden Kegelrädern führen. Dadurch können Geräusche oder Rege¬ lungsprobleme entstehen. Bei zu kleinem Spiel klemmt das Verstellgetriebe bzw. hat einen zu schlechten Wirkungsgrad. Zahnspiel lässt sich jedoch nicht vermeiden. Die Höhe des Zahnspiels wird beeinflusst durch die Verzahnungs¬ qualität von Taumelscheibe und Kegelrädern sowie durch die Formtoleranzen der Zahnradpaare, die den Axialabstand und die Fluchtung bestimmen.

Eine Einschränkung der Formtoleranzen auf deren zulässigen Höchstwert durch hohe Fertigungsgenauigkeit zu erreichen gelingt nur bedingt. Aus diesem Grund ist es sinnvoll, das Zahnspiel einstellbar zu machen. Der Zahnspielaus- gleich sieht vor, dass sich beim Zusammentreffen der oberen Toleranzgrenzen der Formtoleranzen der Bauteile das minimale Verdrehspiel ergeben soll. Lie¬ gen die Maße der Bauteile an der unteren oder zwischen der unteren und obe¬ ren Toleranzgrenze, würde sich theoretisch eine Profilüberschneidung der Ver¬ zahnungen ergeben. Das Zahnspiel wird dann durch zwischen dem ersten Ke- gelrad und dem Gehäuse zugepaarte Beilagscheibe korrigiert.

Alternativ können die Verzahnungen zwischen dem Kettenradantrieb und dem Nockenwellenabtrieb und/oder dem Verstellantrieb durch Federn vorgespannt werden, um eine spielbedingte Geräuschbildung zu vermeiden. Die Schwierig- keit dieser Methode liegt im Einhalten einer optimalen Vorspannung, die gerin¬ ges Getriebegeräusch mit hohen Getriebewirkungsgrad kombiniert.

Kostenvorteile bietet ein Innenexzentergetriebe, das als Einfach-Innenexzen- tergetriebe ausgebildet ist, dadurch, dass es nur einen Innenexzenter für ein erstes und zweites Stirnrad aufweist, die beide verdrehfest miteinander verbun¬ den sind und sich auf einem ersten und zweiten Hohlrad abwälzen. Dabei die¬ nen das erste Stirn- und Hohlrad ausschließlich der Untersetzung bei der Pha- senverstellung und das zweite Stirn- und Hohlrad auch oder sogar ausschlie߬ lich als Kupplungsverzahnung zum Durchleiten der Antriebs- und Verstellleis¬ tung zur Nockenwelle.

Das zweite Stirnrad vollzieht dabei die gleiche exzentrische Bewegung wie das erste, da beide drehfest miteinander verbunden sind. Falls das zweite Hohl/Stirnradpaar die gleich Zähnezahldifferenz wie das erste aufweist, dient es nur als Zahnkupplung, die nicht zur Gesamtübersetzung des Verstellgetriebes beiträgt. Es ist aber auch möglich die Gesamtübersetzung auf beide Zahnrad- paare zu verteilen, wodurch sich größere Freiheiten bei der Verzahnungsaus¬ wahl ergeben.

Grundsätzlich ist es auch denkbar, daß wie bei Doppel-Innenexzentergetrieben anstelle der Zahnkupplung eine Klauen-, Segment- oder Stiftkupplung die Kupplungsfunktion übernimmt. Das Einfach-Innenexzentergetriebe gestaltet sich dann zwar einfacher, die Stifte bzw. Klauen müssen jedoch beim Ausgleich der Exzenterbewegung in ihrer Gegenfläche gleiten. Dadurch ist ein niedrigerer Wirkungsgrad als mit einer Zahnkupplung bedingt, bei der sich das zweite Stirnrad im zweiten Hohlrad reibungsarm abwälzt.

Zur weiteren Verminderung der Reibung trägt bei, dass der Einfach-Innenex- zenter und die beiden Stirnräder sowie gegebenenfalls das Antriebsrad wälzge¬ lagert sind, wobei letzteres vorzugsweise ein Vierpunktlager aufweist. Als Wälz¬ lager kommen Kugel-, Rollen- oder Nadellager in Frage. Ein Vierpunktlager eignet sich besonders zur Aufnahme von Kippmomenten, wie sie beim An¬ triebsrad auftreten können. Spielt die Lagerreibung gegenüber Baukosten und Bäuraum eine geringere Rolle, können bei entsprechend dimensioniertem An¬ trieb der Verstellwelle alle Wälzlager durch Gleitlager ersetzt werden.

Geringere Fertigungskosten sind auch dadurch zu erreichen, dass die Hohl- und Stirnräder als innen- bzw. außenverzahnte Zahnringe ausgebildet sind, die von innen- bzw. außenprofilierten Rohren in erforderlicher Länge abgetrennt werden. Die profilierten Rohre können zum Beispiel gezogen oder fließgepresst oder gesintert sein.

Ein anderer Weg zur Kostensenkung besteht darin, die Hohl- und Stirnräder aus zahnprofilierten Bändern zu Zahnringen umzuformen, die durch Schweißen oder Klipsen geschlossen und anschließend nachkalibriert werden.

Fertigungskosten können auch dadurch gesenkt werden, dass das erste Stirn¬ rad um die Breite des zweiten Stirnrad erweitert ist und mit beiden gleichver- zahnten Hohlrädern kämmt.

Ein Zahnspielausgleich erfolgt bei dem Einfach-Innenexzentergetriebe bei den beiden Stirn/Hohlradpaaren getrennt, wobei der Zahnspielausgleich bei dem ersten Stirn/Hohlradpaar durch Auswahl eines dazu passenden Exzenters und bei dem zweiten Stirn/Hohlradpaar durch ein entsprechend profilverschobenes zweites Stirn/Hohlrad oder durch einen zusätzlichen, vom ersten Exzenter un¬ abhängig einstellbaren, auf der Verstellwelle verdrehgesicherten Ausgleichs¬ exzenter erfolgt. Eine besonders kostengünstige Form des Zahnspielausgleichs besteht darin, dass dieser durch leicht konisch ausgebildete, axial bis kurz vor einer Linienberührung ineinander geschobene Stirn- und Hohlräder erfolgt, un¬ ter vorzugsweiser Ausnutzung von deren fertigungsbedingter Konizität.

Ein weiterer kostengünstiger Weg zum Erreichen eines optimalen Zahnspiels besteht darin, dass ein Einlaufbetrieb der Verstellgetriebe vorgesehen ist, mit einer auf deren Zähnen angebrachten, vergleichsweise weichen und gleitfähi¬ gen Verschleißschicht, zum Beispiel aus Kupfer oder Kunststoff, die bis zum Erreichen eines vorgegebenen Zahnspiels unter Vorspannung einläuft.

Statt durch Zahnspielausgleich kann das Zahngeräusch auch durch schrägver- zahnte Stirn- und Hohlräder gesenkt werden. Durch eine entgegengerichtete Schräge der Verzahnung der beiden Stirn- und Hohlräder heben sich deren Axialkräfte auf, wodurch sich die Lagerung vereinfacht. Ähnlich wie beim Taumelscheibengetriebe ist auch beim Einfach-Innenexzen- tergetriebe eine Federvorspannung der Verzahnungen zwischen dem Nocken¬ wellenabtrieb und dem Antriebsrad und/oder dem Verstellantrieb zur Zahnge- räuschsenkung möglich.

Eine fertigungsgünstige Ausbildung der Erfindung besteht darin, dass das zwei¬ te Hohlrad mit dem Abtriebsflansch und gegebenenfalls mit dem Zwischenstück einteilig ausbildbar und durch zum Beispiel Taumel- oder Axialpressen, Sintern oder Tiefziehen herstellbar ist. Auf diese Weise kann die Zahl der Bauteile er¬ heblich gesenkt werden.

Es hat fertigungstechnische Vorteile, dass der Exzenter und die Verstellwelle mit der Zahnkupplung ein- oder zweiteilig ausführbar sind. Die einteilige Aus- führung bietet den Vorteil geringer Bauteilzahl. Sie ist durch Sintern, Taumel¬ pressen und Tiefziehen realisierbar. Die zweiteilige Ausführung bietet den Vor¬ teil, dass der Exzenter kostengünstig aus einem exzentrischen Rohr gefertigt werden kann, in das eine Zahnkupplungsscheibe einpressbar ist.

Ein einfacher Aufbau, geringe Reibung und Spielfreiheit werden dadurch er¬ reicht, dass das Einfach-Innenexzentergetriebe an Stelle eines das Nockenwel¬ lendrehmoment übertragenden Hohl-/Stimradpaares eine sogenannte Kugelor¬ bitalkupplung aufweist, bei der Kugeln je halbseitig in Kreislaufbahnen zweier gleicher, unter axialer Vorspannung stehender Stahlscheiben geführt sind und die Exzenterbewegung ausgleichen. Eine Stahlscheibe ist mit einem Stirnrad und die andere Stahlscheibe mit einem nockenwellenfesten Teil verdrehfest verbunden.

Ein Einfach-Innenexzentergetriebe mit geringer axialer Baulänge wird dadurch erreicht, dass ein Antriebsrad und ein Abtriebsteil, ein erstes und ein zweites Hohlrad sowie ein erstes und ein zweites Stirnrad koaxial angeordnet sind, wo¬ bei das Antriebsrad mit dem ersten Hohlrad, das erste Stirnrad durch einen Flansch mit dem zweiten Hohlrad sowie das zweite Stirnrad mit dem Ab¬ triebsteil verdrehfest verbunden sind und das erste Hohlrad mit dem ersten Stirnrad sowie das zweite Hohlrad mit dem zweiten Stirnrad kämmen.

Für bestimmte Anwendungsfälle kann es von Vorteil sein, dass bei einem Ein- fach-lnnenexzentergetriebe das zweite Hohlrad als ein zweites Stirnrad und das zweite Stirnrad als ein zweites Hohlrad ausgebildet sind, wobei das zweite Hohlrad und das zweite Stirnrad wechselseitig ineinander greifen.

Es ist auch denkbar, dass die Stirn- und Hohlräder der Einfach-Innenexzenter- getriebe durch entsprechende Reibräder ersetzt werden. Diese zeichnen sich durch Geräuscharmut und Verschleißfestigkeit aus, erfordern jedoch eine aus¬ reichende Anpresskraft.

Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung und den Zeichnungen, in denen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung sche- matisch dargestellt ist. Dabei zeigen:

Figur 1 einen Längsschnitt durch ein Taumelscheibengetriebe;

Figur 2 einen Längsschnitt durch ein Einfach-Innenexzentergetriebe;

Figur 3 eine Ansicht des Einfach-Innenexzentergetriebes von Figur 2;

Figur 4 bis 7 einen Längsschnitt durch konstruktive Varianten des Ein- fach-lnnenexzentergetriebes von Figur 2; Figur 8 einen Querschnitt durch das Einfach-Innenexzentergetriebe von Figur 4, jedoch mit einer einteiligen Ausbildung des zweiten Hohlrades, des Antriebsflansches und des Zwi¬ schenstücks;

Figur 9 eine Seitenansicht einer Kugelorbitalkupplung;

Figur 10 eine perspektivische Ansicht einer Scheibe der Kugelorbital¬ kupplung von Figur 9;

Figur 11 einen Querschnitt durch ein Einfach-Innenexzentergetriebe mit koaxialer Anordnung der Zahnräder;

Figur 12 einen Querschnitt durch ein Einfach-Innenexzentergetriebe gemäß Figur 11 , jedoch mit vertauschtem zweiten Hohl- und Stirnrad.

Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen

In Figur 1 ist ein Längsschnitt durch ein Taumelscheibengetiebe 1 dargestellt. Dieses weist ein als Kettenritzel ausgebildetes Antriebsrad 2 auf, das über eine nicht dargestellte Kette mit einer ebensolchen Kurbelwelle eines Verbren¬ nungsmotors drehfest verbunden und mit einem drehsymmetrischen Getriebe- gehäuse 3 einstückig ausgebildet ist.

Das Getriebegehäuse 3 weist an seinem freien Ende einen Außenflansch 4 mit Gewindebohrungen 5 auf, an den ein erstes Kegelrad 6 mittels Schrauben 7 angeflanscht ist. Am antriebradseitigen Ende des Getriebegehäuses 3 ist ein Innenflansch 8 vorgesehen, der zur radialen und axialen Lagerung bzw. Lagefi¬ xierung des Getriebegehäuses 3 und des Antriebsrads 2 dient. Die radiale La¬ gerung des selben findet auf einen Absatz 9 eines zweiten Kegelrads 10 statt, während dessen axiale Lagefixierung durch eine Schulter 11 des selben in Verbindung mit einer Anlaufscheibe 12 bewirkt wird, die mit dem Antriebsrad 2 verpreßt und/oder verschweißt ist.

Das zweite Kegelrad 10 ist durch eine zentrale Spannschraube 13 mit einer Nockenwelle 14 verdrehfest verbunden. Ein Hohlflansch 15 am freien Ende der Nockenwelle 14 dient der axialen und radialen Lagefixierung des zweiten Ke¬ gelrades 10 und der Anlaufscheibe 12.

Zwischen den Kegelrädern 6, 10 befindet sich eine geneigte, beidseits verzahn¬ te Taumelscheibe 16. Die Neigung der Taumelscheibe 16 ist so gewählt, dass die Verzahnung jeder Seite derselben im Dauereingriff mit einem der beiden Kegelräder 6, 10 steht. Die Taumelscheibe 16 ist durch zwei als Festlager aus¬ gebildete Rillenkugellager 17 auf einer Verstellwelle 18 gelagert, die wiederum mit zwei als Loslager ausgebildeten Nadellagern 19 auf einem zylindrischen Teil 20 des zweiten Kegelrads 10 gelagert ist.

Die Verstellwelle 18 ist mit einem nicht dargestellten Rotor eines bürstenlosen, umsteuerbaren Gleichstrommotors verdrehfest verbunden. Die beiden Kegelräder 6, 10 und die Taumelscheibe 16 werden pulvermetallur¬ gisch hergestellt. Deren Zähne werden zur Steigerung der Festigkeit bei gleich bleibender Teilegenauigkeit durch beispielsweise Verzahnungsnachwälzen oder Warm- bzw. Hochdruckpressen nachbehandelt.

Das Taumelscheibengetriebe 1 wird über Ölleitungen 21 , die von einem No¬ ckenwellenlager 22 ausgehen und hin zu einem Ringraum 23 und weiter durch nicht dargestellte, radiale Bohrung zu den Lagern 19 und 17 sowie zu den Ver¬ zahnungen führen. Eine entsprechende Gestaltung des ersten Kegelrades 6 stellt einen ausreichenden Ölstand im Taumelscheibengetriebe 1 sicher.

Das Zahnspiel kann beim Taumelscheibengetriebe 1 auf einfache Weise ein¬ gestellt werden. Durch eine passende Beilegscheibe 24 die zwischen dem Au- ßenflansch 4 des Getriebegehäuses 3 und dem ersten Kegelrad 6 einlegbar ist, wird das Zahnspiel auf Null eingestellt. Durch Ersatz dieser Beilegscheibe durch eine um das Zahnspiel verstärkte, wird dieses eingestellt.

Das Taumelscheibengetriebe 1 funktioniert auf folgende Weise:

Im Regelbetrieb, das heißt, bei konstanter Phasenlage, läuft das Taumelschei¬ bengetriebe 1 einschließlich des Rotors des nicht dargestellten elektrischen Verstellmotors als Ganzes mit Nockenwellendrehzahl um. Erst zum Früh- bzw. Spätverstellen der Steuerzeiten beschleunigt bzw. verzögert der Verstellmotor seinen Rotor gegenüber der Nockenwelle 14. Dadurch wird die Verstellwelle 18 relativ zum Getriebegehäuse 3 vor- oder rückgedreht, wodurch sich die Tau¬ melscheibe 16 auf den Kegelrädern 6, 10 entsprechend der geringen Zähne- zahldifferenz zwischen der Taumelscheibe und den Kegelrädern mit großer Untersetzung abwälzt und die Phasenverstellung vollzieht.

Figur 2 zeigt einen Längsschnitt durch ein Einfach- Innenexzentergetriebe 25 und Figur 3 eine Ansicht der Abtriebsseite desselben.

Im Längsschnitt der Figur 2 ist ein als Kettenrad ausgebildetes Antriebsrad 2a zu erkennen, das mit einem ersten Hohlrad 26 verdrehfest verbunden ist. Diese Verbindung kann durch Aufpressen, insbesondere nach beidseitiger Rändelung und/oder durch Laserschweißen erreicht werden.

Das erste Hohlrad 26 kämmt mit einem ersten Stirnrad 27, das mit einem zwei¬ ten Stirnrad 28 durch Pressverband verdrehfest verbunden ist. Dieses ist über ein erstes Nadellager 29 auf einem Einfach-Innenexzenter 30 gelagert, der über eine Zahnkupplung 31 in verdrehfester in Verbindung mit einem nicht dar¬ gestellten Rotor eines elektrischen Verstellmotors steht. Der Innenexzenter 30 ist über ein zweites Nadellager 32 auf einem Zwischenstück 33 gelagert, das durch eine nicht dargestellte zentrale Spannschraube über einen Abtriebs¬ flansch 34 mit der ebenfalls nicht dargestellten Nockenwelle verdrehfest ver- spannt ist. Das zweite Stirnrad 28 kämmt mit einem zweiten Hohlrad 35, auf dessen Umfang das erste Hohlrad 26 mit dem Antriebsrad 2a gleitgelagert ist.

Das zweite Hohlrad 35 ist verdrehfest mit dem nockenwellenfesten Abtriebs- flansch 34 verbunden. Beide liegen axial an einer Anschlagscheibe 36 an, die mit dem ersten Hohlrad 26 verdrehfest verbunden ist.

Der Abtriebsflansch 34 besitzt, wie auch aus Figur 3 hervorgeht, eine Nase 37, die in einem den Verstellbereich des Einfach-Innenexzentergetriebes 25 be- grenzendem Ringausschnitt 38 der Anschlagscheibe 36 zwischen zwei An¬ schlägen 39, 40 schwenkbar ist. Der Abtriebsflansch 34 läßt sich durch Sintern, Taumelpressen oder Axialwalzen spanlos herstellen. Er kann auch zusammen mit dem zweiten Hohlrad 35 gesintert werden.

Auf der Verstellmotorseite des Einfach-Innenexzentergetriebes 25 ist ein Blechde¬ ckel 41 vorgesehen, der in einem Rezess 42 eingepreßt ist und der die Axialbewe¬ gung der beiden Stirnrädern 27, 28 und einer Verstellwelle 18' begrenzt.

Das Einfach-Innenexzentergetriebe 25 funktioniert folgendermaßen:

Im Regelbetrieb drehen sich das Einfach-Innenexzentergetriebe 25 und der Rotor des Verstellmotors als Ganzes mit Nockenwellendrehzahl. Beim Früh¬ oder Spätverstellen der Nockenwelle beschleunigt bzw. verzögert der Verstell¬ motor die Verstellwelle 18" mit dem Innenexzenter 30. Dadurch wälzen sich die Stirnräder 27, 28 auf den Hohlrädern 26, 35 ab und bewirken aufgrund der ge¬ ringen Zähnezahldifferenz der zusammengehörigen Stirn/Hohlräder die Pha¬ senverstellung mit großer Untersetzung.

Figur 4 stellt ein Einfach-Innenexzentergetriebe 25' als konstruktive Variante des Einfach-Innenexzentergetriebe 25 von Figur 2 dar. Ein Antriebsrad 2a1 ist zusammen mit einem ersten Hohlrad 26' und dessen Verzahnung einteilig ge- sintert. Die Verzahnung kann erforderlichenfalls nachgewalzt werden, um eine erhöhte Zahnfestigkeit zu erzielen.

Ein zweites Hohlrad 35' ist mit einem Abtriebsflansch 34' durch einen Pressver- band und durch Verschweißen verbunden. Beide Bauteile können vorteilhaft¬ erweise auch einteilig durch Sintern gefertigt werden.

Ein erstes Stirnrad 27' ist um die Breite eines zweiten Stirnrades 28' erweitert. Die Verzahnung der Hohlräder 26', 35' weist trotz unterschiedlicher Zähnezahl dank Profilverschiebung einen gleichen Innendurchmesser auf und macht so ein Kämmen mit dem ersten Stirnrad 27' möglich. Das erste Stirnrad 27' kann durch Sintern aber auch durch Taumelpressen, Kaltpressen oder Fließpressen hergestellt werden.

Das erste Stirnrad 27' ist über ein erstes Nadellager 29' auf einem Einfach¬ innenexzenter 30' und dieser über ein zweites Nadellager 32' auf einem Zwi¬ schenstück 33' gelagert. Dieses kann unter anderem durch Sintern, Fließpres¬ sen oder Tiefziehen gefertigt werden. Sein gegenüber dem Zwischenstück 33 verringerter Außen- und Innendurchmesser macht eine Auflage des Schrau- benkopfs der zentralen Spannschraube auf einer Stirnfläche 43 des Zwischen¬ stücks 33' erforderlich. Dies hat die modifizierte Form einer Verstellwelle 18" zur Folge. Dieselbe kann durch Fließpressen oder Tiefziehen und eine Zahn¬ kupplung 31 ' durch Ausstanzen gefertigt werden.

Der Blechdeckel 41 ' dient auch bei dieser Variante als axialer Anschlag für das erste Stirnrad 27' und die Verstellwelle 18" sowie als Schmierölführung. Ein Sprengring 44 dient als axialer Anschlag des zweiten Hohlrads 35' auf der Ab¬ triebsseite.

Das in Figur 5 dargestellte Einfach-Innenexzentergetriebe 25" unterscheidet sich von den Einfach-Innenexzentergetrieben 25 bzw. 25' durch die Befestigung einer Anschlagscheibe 36' an dem ersten Hohlrad 26". Diese erfolgt tangential durch in Schlitze 45 desselben hineinragende Zapfen 46 der Anschlagscheibe 36', während als axiale Sicherung ein Sprengring 44' dient.

Ein weiterer Unterschied liegt in einem zweiteiligen Einfach-Innenexzenter 30", der von einem entsprechend geformten, stranggepressten Rohr abschneidbar ist und der mit einer gestanzten Zahnkupplung 31" verpress- und verschweißbar ist. In einem gesinterten Abtriebsflansch 34" ist ein radial verlaufender Schmierölkanal 47 eingeprägt, der die Nadellager 32", 29" und die Verzahnungen der Stirn- und Hohlräder 27", 28", 26", 35" mit Schmieröl versorgt. Die beiden Stirnräder 27", 28" sind einteilig und, einschließlich ihrer Verzahnungen, gesintert.

Ein Einfach-Innenexzentergetriebe 25"' nach Figur 6 unterscheidet sich durch folgende Merkmale von den vorhergehenden Varianten:

- ein einteiliges Antriebsrad 2a"/erstes Hohlrad 26'" ist aufgrund seiner Ab¬ messungen als Taumelpressteil geeignet;

- eine tiefgezogene Anlaufscheibe 36" ist mit dem Antriebsrad 2a" durch Presssitz und Laserschweißen verdrehfest verbunden. Sie dient mit ihrem Innenumfang als Gleitlager für das Antriebsrad 2a" und für das erste Hohl¬ rad 26'" und zudem als Axialanschlag für ein zweites Hohlrad 35'" und den mit ihm verbundenen Abtriebsflansch 34'".

Das in Figur 7 dargestellte Einfach-Innenexzentergetriebe 25"" zeichnet sich durch ein erstes Stirn- und Hohlrad 27"", 26"" mit rechteckigem Querschnitt aus. Diese Ringe eignen sich in besonderer Weise zum Ablängen von einem entsprechend innen- bzw. außenverzahnten Rohr. Dasselbe gilt für das erste Stirnrad 27 der Figur 2 und das erste Stirnrad 27'" der Figur 6.

Das erste Hohlrad 26'" ist in das Antriebsrad 2a"1 eingepresst, während ein zweites Hohlrad 35'" in dem Antriebsrad 2a"1 gleitgelagert und durch eine mit demselben verschweißte Anlaufscheibe 36'" axial geführt ist. In Figur 8 ist das Einfach-Innenexzentergetriebe 25' von Figur 4 im Querschnitt dargestellt, jedoch mit einer einteiligen Ausbildung des Zwischenstücks 33' mit dem Antriebsflansch 34' und dem Hohlrad 35'. Dadurch wird die Zahl der Bau- teile deutlich reduziert. Als Fertigungsverfahren kommt vor allem das Sintern in Frage.

Figur 9 zeigt eine Seitenansicht einer sogenannten Kugelorbitalkupplung 49, die, ähnlich einer Klauen-, Segment- oder Stiftkupplung, als Ersatz für eine Hohlrad/Stirnrad-Zahnkupplung zum Ausgleich der Exzenterbewegung dient. Die Kugelorbitalkupplung 49 weist zwei Stahlscheiben 50 auf, zwischen denen Kugeln 51 unter axialer Vorspannung eingeklemmt sind. Die Kugeln 51 sind halbseitig in Kreislaufbahnen 52 der Stahlscheiben 50 geführt (siehe auch Figur 10), wo sie eine Kreisbewegung ausführen, ohne Spiel zu benötigen. Eine der Stahlscheiben 50 ist mit einem der Stirnräder des Einfach-Innenexzenter- getriebes verdrehfest verbunden, die andere mit einem nockenwellenfesten Teil des Getriebes.

Figur 11 stellt ein Einfach-Innenexzentergetriebe 25'"" dar, das über eine E- lastomerkupplung 48 mit einer nicht dargestellten Nockenwelle verdrehfest ver¬ bunden ist. Besonderes Kennzeichen dieses Getriebes ist die koaxiale Anord¬ nung eines ersten und zweiten Hohlrades 26 , 35"'" und eines ersten und zweiten Stirnrades 27 , 28'". Dadurch wird relativ wenig axialer Bauraum be¬ nötigt. Außerdem ist der Abstand des ersten Hohlrades 26'"" zu einem Doppel- rillenkugellager 53, das das Kippmoment desselben und die Last eines An¬ triebsrades 2a"" aufnimmt, relativ gering. Dies wirkt sich wegen der kleineren radialen Verschiebungen positiv auf das Abwälzverhalten der Verzahnungen aus. Das Antriebsrad 2a"" ist einteilig mit dem ersten Hohlrad 26 ausgebildet, in gleicher Weise das erste Stirnrad 27"'" und das zweite Hohlrad 35"'", die durch einen Flansch 54 miteinander verbunden sind. Das zweite Stirnrad 28'" ist mit einem Abtriebsteil 55 und einer Verstellwelle 18"" mit einem Einfach¬ innenexzenter 30'" einteilig ausgeführt. Der Einfach-Innenexzenter 30'" und das erste Stirnrad 27 mit dem zweiten Hohlrad 35'"" sind auf einem zweiten und dritten Doppelrillenkugellager 56, 57 gelagert.

In Figur 12 ist der Querschnitt eines Einfach-Innenexzentergetriebes 25 dar- gestellt, das sich von dem der Figur 11 durch Vertauschen des dortigen zweiten Hohlrades und des dortigen zweiten Stirnrades unterscheidet. Diese sind in Figur 12 als ein neues zweites Hohlrad 35""" und ein neues zweites Stirnrad 28"" ausgebildet und greifen wechselseitig ineinander. Ein Antriebsrad 2a""", ein Flansch 54' und ein Abtriebsteil 55" sind der veränderten Konstruktion an- gepasst. Die Funktion der Einfach-Innenexzentergetriebe 25"'" und 25""" ent¬ spricht der in den Figuren 2 bis 8 dargestellte Getriebe. Bezugszeichenliste

1 Taumelscheibengetriebe 2, 2a, 2a1, 2a", 2a "', 2a"", 2a Antriebsrad 3 Getriebegehäuse 4 Außenflansch 5 Gewindebohrung 6 erstes Kegelrad 7 Schraube 8 Innenflansch 9 Absatz 10 zweites Kegelrad 11 Schulter 12 Anlaufscheibe 13, 13' zentrale Spannschraube 14 Nockenwelle 15 Hohlflansch 16 Taumelscheibe 17 Rillenkugellager 18, 18', 18", 18'", 18"" Verstellwelle 19 Nadellager 20 zylindrischer Teil 21 Ölleitung 22 Nockenwellenlager 23 Ringraum 24 Beilegscheibe 25, 25', 25", 25"', 25"", 25'"", 25 Einfach-Innenexzentergetriebe 26, 26", 26", 26'", 26"", 26'"" erstes Hohlrad 27, 27', 27", 27'", pyiui 0711111 erstes Stirnrad 28, 28", 28", 28'", 28"" zweites Stirnrad 29, 29', 29" erstes Nadellager 30, 30', 30", 30'" Einfach-Innenexzenter 31 ,31',3I " Zahnwellenkupplung 32, 32', 32" zweites Nadellager 33, 33' Zwischenstück 34, 34', 34", 34'" Abtriebsflansch 35, 35', 35", 35"', 35"", 35 ,35 zweites Hohlrad 36,36\36", 36"' Anschlagscheibe 37 Nase 38 Ringabschnitt 39 erster Anschlag 40 zweiter Anschlag 41 , 41 ' Blechdeckel 42 Rezess 43 Stirnfläche 44, 44' Sprengring 45 Schlitz 46 Zapfen 47 Schmierölkanal 48 Elastomerkupplung 49 Kugelorbitalkupplung 50 Stahlscheibe 51 Kugel 52 Kreislaufbahn 53 erstes Doppelrillenkugellager 54, 54' Flansch 55, 55' Abtriebsteil 56 zweites Doppelrillenkugellager 57 drittes Doppelrillenkugellager 58 drittes Stirnrad