EP1521899B1 - Nockenwellenversteller mit elektrischem antrieb - Google Patents
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- EP1521899B1 EP1521899B1 EP03740392A EP03740392A EP1521899B1 EP 1521899 B1 EP1521899 B1 EP 1521899B1 EP 03740392 A EP03740392 A EP 03740392A EP 03740392 A EP03740392 A EP 03740392A EP 1521899 B1 EP1521899 B1 EP 1521899B1
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- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
- F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
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- F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
- F01L1/352—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using bevel or epicyclic gear
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- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L2820/00—Details on specific features characterising valve gear arrangements
- F01L2820/02—Formulas
Definitions
- the invention relates to an adjusting device for the rotational angular position of the camshaft to the crankshaft of an internal combustion engine, in particular according to the preamble of patent claim 1.
- the camshaft must be in a specific base position relative to the crankshaft when starting the engine. This is usually “late” for the intake camshaft and “early” for the exhaust camshaft.
- the camshaft is driven regulated when stopping the engine in the respective base position and fixed there or locked.
- the camshaft For hydraulic camshaft adjusters with the base position in "late”, the camshaft is automatically adjusted to the late base position at the next start of the engine and the lack of oil pressure due to the Nockenwellenreibmoments acting counter to the camshaft rotation. If the base position is “early”, the camshaft must be adjusted to the early base position against the camshaft friction torque if there is no oil pressure. This is usually done with the help of a compensating spring, which generates a torque the Nokkenwellenreibmoment same but opposite.
- variable displacement motor can adjust the camshaft even when the engine is stationary or when starting in the respective base position.
- the variable displacement motor and / or its control may fail, thereby preventing the attainment of the base or runflat position required for at least limited operation and restart.
- an electric adjusting device for the rotational angle position of the camshaft to the crankshaft of an internal combustion engine is described, with an adjusting, which is designed as a three-shaft gear and a crankshaft fixed drive member, a camshaft fixed output member and an adjusting shaft.
- the invention has for its object to provide an electric camshaft adjuster, which adjusts the camshaft in case of failure of the adjusting motor or its control or power supply in a simple manner and de-energized in their Notlauf- or base position.
- the size of the stationary gear ratio i 0 Due to the structural design of the variable speed, the size of the stationary gear ratio i 0 and thus determine the adjustment of the camshaft.
- the adjustment of the camshaft in the direction of the early or late base or emergency position takes place in case of failure of the adjusting motor or its power supply by merely braking the adjusting shaft with a rotating adjusting. This can be done during engine operation and during coasting or starting of the internal combustion engine.
- the base position of the camshaft is optimally suited and still possible for higher speeds, so that at least one workshop can be achieved in this way.
- the deceleration of the adjusting can be done by a mechanical or an eddy current brake. However, these brakes require electrical power for their actuation.
- the short-circuit brake according to the invention operates with short-circuit current, which is generated in the towed adjusting motor and so makes the short-circuit brake electrically self-sufficient. Since there is no mechanical friction, the short-circuit brake works wear-free.
- Minus transmission having a fixed transmission ratio i 0 ⁇ 0, plus gear a stationary gear ratio i 0> 0. If positive fixed transmission ratio i 0, the input and output shafts rotate in the same direction, with a negative stationary gear ratio i 0 opposite directions of rotation relative to a stationary adjusting shaft and associated with this components.
- the output shaft rotates slower than the drive shaft, that is, counterclockwise and thus also towards the base position "late".
- Double eccentric gearboxes are characterized by low friction, simple construction and vibration-free operation.
- An advantageous embodiment of the invention is that the double eccentric gear has a camshaft fixed lid, which is firmly connected with axial pins which engage in bores of two identically constructed spur gears with line contact and that the spur gears of the adjusting motor can be driven via a double eccentric shaft, mesh with a ring gear fixed ring gear.
- Another Doppelexzentergetriebe has a crankshaft fixed drive wheel which is fixedly connected to axial pins which engage in holes of two identically constructed spur gears with line contact and that the identical design spur gears driven by the adjusting motor via a Doppelexzenterwelle are combing with a camshaft fixed ring gear.
- the number of teeth Z NW of the camshaft-fixed ring gear is greater than the number of teeth Z KW of each of the identical design spur gears (equal drive teeth number), resulting in a stationary gear ratio i 0 > 1.
- the three phases of the adjustment cause a low-fluctuation torque curve of the adjusting motor at the same time low construction costs.
- the possibility of short-circuiting one, two or all three phases enables fine regulation of the short-circuit braking torque.
- a clocked short-circuiting is also suitable.
- the short-circuiting switches are opened when a certain short-circuit current is reached and then automatically closed.
- This process is preferably controlled and operated by the short-circuit current itself, so that the clocking works even in case of failure of the adjusting motor or the power supply of the controller.
- the braking current can also be taken from active components, for example from an accumulator.
- the automatic closing is done, for example, by spring force.
- FIG. 1 is a camshaft adjusting device with an adjusting gear 1 and an adjusting motor 2 shown schematically, which serves for adjusting the rotational angle position between a crankshaft, not shown, and a camshaft 3 of an internal combustion engine, not shown.
- the adjusting gear 1 is designed as a three-shaft gear with a crankshaft fixed drive part 4 that has a drive wheel 7, a camshaft-fixed output part 5 and an adjusting shaft 6, which is rotatably connected to a permanent magnet rotor 8 of the adjusting motor 2.
- the adjusting motor 2 has a stator 9, which is fixedly arranged in a housing 10.
- the camshaft 3 has a basic or emergency running position, which must be achieved for a safe start and a limited operation of the internal combustion engine. This is possible with intact adjusting motor 2 even after a stalling of the engine without difficulty, since the adjusting motor 2, the camshaft 3 when the engine is stationary or during the restart adjusted to the base position. However, it must also be possible with failed adjustment motor 2, at least limited engine operation and a restart to be able to reach at least one workshop.
- the adjusting gear 1 and its stationary gear ratio i 0 are designed so that by simply braking the adjusting shaft 6, the camshaft 3 when starting the engine reaches its base position and the internal combustion engine is thereby startable.
- FIG. 2 a circuit diagram of the stator 9 of the adjusting motor 2 is shown.
- the adjusting motor 2 is designed as a brushless DC motor with three star-connected phases 11, the stator windings 12 and are supplied in phase by a controller 13 via control lines 15 with power.
- the three phases 11 are connected by short-circuit lines 14 in the triangle.
- shorting switch 16 are provided, which are closed when de-energized adjusting motor 2 and open when energized variable motor 2.
- By closing the short-circuit switch 16 flows a short-circuit current, which is used for short-circuit braking of the adjustment motor 2 operated as a generator.
- the closing of the short circuit switch 16 can be done individually or as a whole, whereby the braking force is regulated.
- the short-circuit current can also be limited by power resistors 17 in the short-circuit lines 14.
- FIG. 3 shows a Doppelexzentergetriebe 19 with a crankshaft fixed sprocket 21, a camshaft fixed cover 25 and an adjusting shaft, which is designed as a double eccentric shaft 29. This is connected via a releasable keyway coupling 37 with an adjusting motor, not shown. Wedge, polygon, toothed, two-edged, square, and hexagonal shaft couplings are also conceivable as releasable couplings.
- the camshaft-fixed cover 25 is clamped by means of a central standard clamping screw 31 via a clamping sleeve 30 with a camshaft pin 38 of a camshaft 65.
- An opening 66 of the keyway coupling 37 allows the access of a screwing tool to a screw head 36 of the central standard clamping screw 31.
- the rotational angle position between the camshaft 65 and the camshaft fixed cover 25 is fixed by a fixing pin 39 which is arranged with an interference fit in aligned bores of the cover 25 and the camshaft pin 38.
- the clamping sleeve 30 serves at the same time as a bearing surface for a needle sleeve 32 of the double eccentric shaft 29. This has two equal, but offset by 180 ° and thus fully balanced eccentric 67, which drive via friction bearing 33 two identically constructed spur gears 28.
- the spur gears 28 mesh with an internal toothing 22 of a crankshaft fixed ring gear 20, which is formed integrally with the sprocket 21.
- the camshaft-fixed cover 25 has axial bores 63, in which pins 26 are pressed. These pass through axial bores 27 of the identical design spur gears 28 and project through axial bores 68 of a cover cover 34.
- the axial bores 63, 68 are arranged in alignment and are evenly spaced on a circle about the axis of rotation 64 of the camshaft adjuster.
- the axial bores 27 have a diameter greater by twice the eccentricity of the eccentric 67 than the pins 26, which have a line contact on the inner circumference of the axial bores 27.
- the end cover 34 serves to complete the Doppelexzentergetriebes 19 and the axial fixation of the Doppelexzenterwelle 29, the spur gears 28 and the ring gear 20. It is axially fixed by retaining rings 35. These sit in grooves 78 which are arranged on the protruding from the axial bores 68 of the end cover 34 ends of the pins 26. The position of the grooves 78 determines the distance between the inner surfaces 79, 80 of the lid 25 and the end cover 34. In this case, the axial play required for the relative movement to the corresponding contact surfaces of the Doppelexzenterwelle 29, the spur gears 28 and the ring gear 20 is taken into account.
- the ring gear 20 is mounted on the cover 25 in a sliding bearing 43 which, inter alia, receives the forces of the sprocket 21.
- This is formed integrally with the ring gear 20 and is connected via a chain with the crankshaft of the internal combustion engine in a rotationally fixed connection, from which it is driven at half the crankshaft speed.
- the drive torque of the sprocket 21 is transmitted via the spur gears 28 and the pins 26 on the cover 25 and the camshaft 65.
- the number of pins 26 depends on the height of the drive torque.
- the lubrication of the Doppelexzentergetriebes 19 carried by engine lubricating oil passes from an inlet line 40 of the camshaft pin 38 in the needle sleeve 32 and from there by centrifugal force via radial lubricating oil holes 41 in plain bearings 33, in the axial bores 27, the internal teeth 22, the sliding bearing 43 and over completion holes 23, 24 in the engine compartment.
- the double eccentric shaft 29 is de-oiled by radial outflow holes 42.
- the double eccentric gear 19 is a plus gear, that is, the rotation direction of the sprocket 21 and the cam shaft 64 are the same.
- FIG. 4 shows another Doppelexzentergetriebe 44, with a crankshaft fixed sprocket 46, a camshaft fixed ring gear 51 and designed as a double eccentric shaft 50 adjusting shaft. This is connected via a detachable spline coupling 62 with the adjusting motor, not shown.
- the double eccentric gear 44 is braced by a central special clamping screw 54 with a camshaft pin 55 of a camshaft 69.
- the angular position between the camshaft 69 and the Doppelexzentergetriebe 44 is determined by a fixing pin 60, which sits with an interference fit in aligned holes of the ring gear 51 and the camshaft pin 55.
- the central special clamping screw 54 can be tightened through the splined coupling 62.
- a cylindrical screw head 53 of the special clamping screw 54 also serves as a bearing surface for the needle sleeve 57 of the double eccentric shaft 50, which thereby builds extremely short. In turn, it has two identical, offset by 180 ° eccentric 70, which drive via two roller bearings 56 two identical spur gears 49.
- the bearings 56 can also be replaced by plain bearings that save costs and space, but have higher friction.
- the spur gears 49 mesh with internal teeth 52 of the camshaft-fixed ring gear 51.
- a crankshaft fixed drive wheel 45th At its periphery is a crankshaft fixed drive wheel 45th arranged, with a peripheral part 75 which is integrally formed with the sprocket 46 and a side part 76. The latter serves, inter alia, as a side termination of the double eccentric gear 44.
- the peripheral part 75 is mounted on the circumference of the ring gear 51 in a sliding bearing 58.
- the side part 76 has axial bores 77, in which axial pins 47 are pressed, which, as in FIG. 3 engage in bores 48 of the spur gears 49 and transmit the drive torque of the drive wheel 45 via the spur gears 49 on the ring gear 51 and the camshaft 69.
- the crankshaft fixed drive wheel 45 and with it the spur gears 49 and the double eccentric shaft 50 are axially fixed by a snap ring 59. This sits in a radial groove 71 of the crankshaft fixed drive wheel 45 and is located with a flank on a camshaft near end face 72 of the ring gear 51 at.
- the camshaft remote end face 73 of the ring gear 45 abuts with play on the axial inner side 74 of the drive wheel 45. This game allows the relative movement of ring gear 51, drive wheel 45, spur gears 49 and double eccentric shaft 50th
- the lubrication of the Doppelexzentergetriebes 44 takes place as in the Doppelexzentergetriebe 19 through an inflow bore 61 to the needle sleeve 57 and from there by centrifugal force to the other components.
- the double eccentric gear 19 serves as an adjusting mechanism of a Auslassnokkenwelle with base position "early”, the other Doppelexzentergetriebe 44 as adjusting an intake camshaft with base position "late”.
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- Engineering & Computer Science (AREA)
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract
Description
- Die Erfindung betrifft eine Verstellvorrichtung für die Drehwinkellage der Nokkenwelle zur Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors, insbesondere nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
- Um bei einem Verbrennungsmotor mit hydraulischem oder elektrischem Nokkenwellenversteller einen sicheren Motorstart zu gewährleisten, muss sich die Nockenwelle beim Anlassen in einer bestimmten Basisposition zur Kurbelwelle befinden. Diese liegt bei der Einlassnockenwelle üblicherweise in "spät", bei der Auslassnockenwelle in "früh".
- Im normalen Betrieb des Fahrzeugs wird die Nockenwelle beim Abstellen des Motors geregelt in die jeweilige Basisposition gefahren und dort fixiert oder verriegelt. Dazu dient bei der elektrischen Nockenwellenverstellung ein elektrischer Verstellmotor und bei der hydraulischen Nockenwellenverstellung ein hydraulischer Rotationskolbenversteller, der als Flügelzeller, Schwenk- oder Segmentflügler eine Verriegelungseinheit besitzt. Diese fixiert den hydraulischen Versteller so lange in seiner Basisposition, bis sich nach dem Wiederstart des Verbrennungsmotors ein genügend hoher Öldruck zum Verstellen der Nockenwelle aufgebaut hat.
- Beim Abwürgen des Verbrennungsmotors ist jedoch ein geregeltes Verstellen des hydraulischen Nockenwellenverstellers unmöglich, so dass sich die Nockenwelle in einer undefinierten Position außerhalb der Basisposition befinden kann.
- Bei hydraulischen Nockenwellenverstellern mit der Basisposition in "spät", wird die Nockenwelle beim nächsten Start des Verbrennungsmotors und dem dabei fehlenden Öldruck aufgrund des Nockenwellenreibmoments, das entgegen der Nockenwellendrehrichtung wirkt, automatisch in die späte Basisposition verstellt. Liegt die Basisposition in "früh", muss die Nockenwelle bei fehlendem Öldruck entgegen dem Nockenwellenreibmoment in die frühe Basisposition verstellt werden. Dies geschieht zumeist mit Hilfe einer Ausgleichsfeder, die ein dem Nokkenwellenreibmoment gleiches aber entgegengerichtetes Moment erzeugt.
- Diese bei hydraulischen Nockenwellenverstellern üblichen Methoden zum Erreichen der Basisposition nach dem Abwürgen des Verbrennungsmotors sind bei elektrisch angetriebenen Nockenwellenverstellern nicht erforderlich, da der Verstellmotor die Nockenwelle auch bei stehendem Verbrennungsmotor oder beim Anlassen in die jeweilige Basisposition verstellen kann. Bei elektrischen Nockenwellenverstellern können jedoch der Verstellmotor und/oder seine Steuerung ausfallen und dadurch das Erreichen der Basis- oder Notlaufposition verhindern, die für einen zumindest eingeschränkten Betrieb und einen Wiederstart erforderlich sind.
- In der
DE 41 10 195 A1 ist eine elektrische Verstellvorrichtung für die Drehwinkellage der Nockenwelle zur Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors beschrieben, mit einem Verstellgetriebe, das als Dreiwellengetriebe ausgebildet ist und ein kurbelwellenfestes Antriebsteil, ein nockenwellenfestes Abtriebsteil sowie eine Verstellwelle aufweist. Die Verstellwelle ist dabei drehfest mit einem elektrischen Verstellmotor verbunden, der einen Dauermagnetrotor und einen gehäusefesten Stator aufweist, wobei zwischen An- und Abtriebsteil bei stillstehender Verstellwelle eine Standgetriebeübersetzung
vorliegt, deren Größe die Getriebegattung (Plus- oder Minusgetriebe) und die Verstellrichtung der Nockenwelle (früh- oder spätliegende Basisposition) bestimmt. Bei dieser Verstellvorrichtung wird eine leichtgängige und genaue Einstellung der Nockenwellenlage angestrebt. Damit bei Ausfall des Verstellmotor-Systems die Funktion des Verbrennungsmotors zumindest notdürftig aufrechterhalten werden kann, ist eine Begrenzung des Verstellwinkels vorgesehen. Ein Hinweis auf das Erreichen der Basis- bzw. einer Notlaufposition in einem solchen Fall fehlt jedoch. - Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen elektrischen Nockenwellenversteller zu schaffen, der die Nockenwelle auch bei Ausfall des Verstellmotors bzw. dessen Steuerung oder Stromversorgung auf einfache Weise und stromlos in ihre Notlauf- bzw. Basisposition verstellt.
- Durch die konstruktive Gestaltung des Verstellgetriebes lässt sich die Größe der Standgetriebeübersetzung i0 und damit die Verstellvorrichtung der Nokkenwelle bestimmen. Die Verstellung der Nockenwelle in Richtung der frühen oder späten Basis- bzw. Notlaufposition findet bei Ausfall des Verstellmotors oder dessen Stromversorgung durch bloßes Abbremsen der Verstellwelle bei rotierendem Verstellgetriebe statt. Dies kann während des Motorbetriebs und beim Auslaufen oder Anlassen des Verbrennungsmotors erfolgen. Für den Motorstart und für niedrige Motordrehzahlen ist die Basisposition der Nockenwelle optimal geeignet und auch für höhere Drehzahlen noch möglich, so dass auf diese Weise zumindest eine Werkstatt erreicht werden kann.
Das Abbremsen der Verstellwelle kann durch eine mechanische oder eine Wirbelstrombremse erfolgen. Diese Bremsen benötigen jedoch elektrischen Strom zu ihrer Betätigung. Demgegenüber arbeitet die erfindungsgemäße Kurzschlussbremse mit Kurzschlussstrom, der in dem geschleppten Verstellmotor erzeugt wird und so die Kurzschlussbremse elektrisch autark macht. Da keine mechanische Reibung vorhanden ist, arbeitet die Kurzschlussbremse verschleißfrei. - Bei der Auswahl der Verstellgetriebe kommen Minus- oder Plusgetriebe in Frage. Minusgetriebe besitzen eine Standgetriebeübersetzung i0 < 0, Plusgetriebe eine Standgetriebeübersetzung i0 > 0. Bei positiver Standgetriebeübersetzung i0 haben die An- und Abtriebswelle die gleiche Drehrichtung, bei negativer Standgetriebeübersetzung i0 entgegengesetzte Drehrichtungen, bezogen auf eine stehende Verstellwelle und die mit dieser verbundenen Bauteile.
- Wird bei einem Minusgetriebe die Verstellwelle festgehalten und dreht sich die Antriebswelle im Uhrzeigersinn, so dreht sich die Abtriebswelle und damit die Nokkenwelle entgegen dem Uhrzeigersinn, was einer Spätverstellung entspricht.
- Wird bei einem Plusgetriebe mit einer Standgetriebeübersetzung i0 > 1 die Verstellwelle festgehalten und die Antriebswelle im Uhrzeigersinn verdreht, so dreht sich die Abtriebswelle langsamer als die Antriebswelle, dass heißt, entgegen dem Uhrzeigersinn und somit ebenfalls in Richtung Basisposition "spät".
- Wird bei einem Plusgetriebe mit einer Standgetriebeübersetzung 0 < i0 <1 die Verstellwelle festgehalten und dreht sich die Antriebswelle im Uhrzeigersinn, so dreht sich die Abtriebswelle schneller als die Antriebswelle, das heißt im Uhrzeigersinn und damit in Richtung Basisposition "früh". Diese Verhältnisse sind auf alle in Frage kommenden Dreiwellengetriebe anwendbar.
- Es ist von Vorteil, dass als Verstellgetriebe ein Doppelexzentergetriebe oder ein Taumelgetriebe und ein anderes Doppelexzentergetriebe vorgesehen sind. Doppelexzentergetriebe zeichnen sich durch geringe Reibung, einfachen Aufbau und erschütterungsfreien Lauf aus.
Eine vorteilhafte Ausbildung der Erfindung besteht darin, dass das Doppelexzentergetriebe einen nockenwellenfesten Deckel aufweist, der mit axialen Stiften fest verbunden ist, die in Bohrungen zweier baugleich ausgebildeter Stirnräder mit Linienberührung eingreifen und dass die Stirnräder, die von dem Verstellmotor über eine Doppelexzenterwelle antreibbar sind, mit einem kurbelwellenfesten Hohlrad kämmen. - Die Verwendung einer zentralen Standard-Spannschraube mit einer Schraubenhülse als Lagerfläche für das Wälzlager der Doppelexzenterwelle bietet Kostenvorteile, erfordert jedoch größeren axialen Bauraum. Die Gleitlagerung der baugleich ausgebildeten Stirnräder bietet gegenüber einer Wälzlagerung Kosten- und Bauraumvorteile bei erhöhtem Reibverlust.
- Von Vorteil ist auch, dass die Zähnezahl ZNW jedes der zwei baugleich ausgebildeten Stirnräder (gleich Abtriebszähnezahl) kleiner als die Zähnezahl ZKW des kurbelwellenfesten Hohlrads (gleich Antriebszähnezahl) ist, was zu einer Standgetriebeübersetzung 0 < i0 <1 führt. Diese Standgetriebeübersetzung bewirkt bei dem vorliegenden Pfusgetriebe und einem Abbremsen der Verstellwelle eine Nockenwellenverstellung in Richtung "früh", wie sie bei Auslassnokkenwellen üblich ist.
- Eine vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung besteht darin, dass ein anderes Doppelexzentergetriebe ein kurbelwellenfestes Antriebsrad aufweist, das mit axialen Stiften fest verbunden ist, die in Bohrungen zweier baugleich ausgebildeter Stirnräder mit Linienberührung eingreifen und dass die baugleich ausgebildeten Stirnräder, die von dem Verstellmotor über eine Doppelexzenterwelle antreibbar sind, mit einem nockenwellenfesten Hohlrad kämmen.
- Mit der Lagerung der Doppelexzenterwelle auf dem zylindrischen Schraubenkopf einer zentralen Sonder-Spannschraube wird axialer Bauraum gewonnen. Beide Lösungen für die Lagerung der Doppelexzenterwelle und der Stirnräder eignen sich für beide Doppelexzentergetriebe.
- Vorteilhaft ist auch, dass die Zähnezahl ZNW des nockenwellenfesten Hohlrads (gleich Abtriebszähnezahl) größer als die Zähnezahl ZKW eines jeden der baugleich ausgebildeten Stirnräder (gleich Antriebszähnezahl) ist, was zu einer Standgetriebeübersetzung i0 > 1 führt.
- Die drei Phasen des Verstellmotors bewirken einen schwankungsarmen Drehmomentverlauf des Verstellmotors bei zugleich geringem Bauaufwand. Die Möglichkeit eine, zwei oder alle drei Phasen kurzzuschließen, ermöglicht eine feine Regelung des Kurzschlussbremsmoments.
- Da Kurzschlussschalter vorgesehen sind, die bei stromlosem Verstellmotor geschlossen und bei bestromtem Verstellmotor geöffnet sind, tritt bei Ausfall des Verstellmotors und/oder seiner Stromversorgung sofort die Fail-Safe-Funktion einer Rückführung der Nockenwelle in ihre Basis- oder Notlaufposition ein. Das gilt auch für den Fall eines abgewürgten Verbrennungsmotors, dessen Nockenwellenlage beim darauffolgenden Anlassvorgang korrigiert wird.
- Zur Begrenzung der Temperaturentwicklung des Verstellmotors eignet sich auch ein getaktetes Kurzschließen. Hierbei werden die Kurzschlussschalter bei Erreichen eines bestimmten Kurzschlussstromes geöffnet und danach selbsttätig geschlossen. Dieser Vorgang wird vorzugsweise durch den Kurzschlussstrom selbst gesteuert und betrieben, so dass das Takten auch bei Ausfall des Verstellmotors oder der Spannungsversorgung des Steuergeräts funktioniert. Der Bremsstrom kann auch aus aktiven Bauelementen, zum Beispiel aus einem Akkumulator entnommen werden. Das selbsttätige Schließen erfolgt zum Beispiel durch Federkraft.
- Zur Begrenzung der hohen Kurzschlussströme ist es von Vorteil, dass in den Kurzschlussleitungen ein Leitungswiderstand angeordnet ist.
- Von Vorteil ist auch, dass in den Kurzschlussleitungen ein mit Kurzschlussstrom betriebener elektronischer Stromregler vorgesehen ist. Auch diese Lösung funktioniert unabhängig von der Stromversorgung des Verstellmotors.
- Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung, und den Zeichnungen, in denen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung schematisch dargestellt ist. Es zeigen:
- Figur 1
- eine Nockenwellenverstellvorrichtung, mit einem als Dreiwellengetriebe ausgebildeten Verstellgetriebe und einem elektrischen Verstellmotor, der einen gehäusefesten Stator aufweist;
- Figur 2
- ein Schaltschema eines dreiphasigen Gleichstromverstellmotors mit Kurzschlussleitungen und Kurzschlussschaltern;
- Figur 3
- ein Doppelexzentergetriebe mit einem kurbelwellenfesten Hohlrad;
- Figur 4
- ein Doppelexzentergetriebe mit einem nockenwellenfesten Hohlrad.
- In
Figur 1 ist eine Nockenwellenverstellvorrichtung mit einem Verstellgetriebe 1 und einem Verstellmotor 2 schematisch dargestellt, die zum Verstellen der Drehwinkellage zwischen einer nicht dargestellten Kurbelwelle und einer Nokkenwelle 3 eines nicht dargestellten Verbrennungsmotors dient. - Das Verstellgetriebe 1 ist als Dreiwellengetriebe ausgebildet mit einem kurbelwellenfesten Antriebsteil 4, dass ein Antriebsrad 7 aufweist, einem nockenwellenfesten Abtriebsteil 5 und einer Verstellwelle 6, die mit einem Dauermagnetrotor 8 des Verstellmotors 2 drehfest verbunden ist. Der Verstellmotor 2 weist einen Stator 9 auf, der in einem Gehäuse 10 fest angeordnet ist.
- Die Nockenwelle 3 besitzt eine Basis- bzw. Notlaufposition, die für einen sicheren Start und einen eingeschränkten Betrieb des Verbrennungsmotors erreicht werden muss. Dies gelingt bei intaktem Verstellmotor 2 auch nach einem Abwürgen des Verbrennungsmotors ohne Schwierigkeiten, da der Verstellmotor 2 die Nockenwelle 3 bei stehendem Verbrennungsmotor oder während des Wiederstarts in die Basisposition verstellt. Es muss aber auch bei ausgefallenem Verstellmotor 2 ein zumindest eingeschränkter Motorbetrieb und ein Wiederstart möglich sein, um zumindest eine Werkstatt erreichen zu können.
- Das Verstellgetriebe 1 und dessen Standgetriebeübersetzung i0 sind so ausgelegt, dass durch bloßes Abbremsen der Verstellwelle 6 die Nockenwelle 3 beim Anlassen des Verbrennungsmotors in ihre Basisposition gelangt und der Verbrennungsmotor dadurch startfähig wird.
- Bei stillstehender Verstellwelle 6 und rechtsdrehendem Antriebsteil 4 gilt für die Auslegung von i0:
- Bei i0 < 0 liegt ein Minusgetriebe mit Spätverstellung vor; bei i0 < 1 ein Plusgetriebe mit Frühverstellung und bei i0 > 1 ein Plusgetriebe mit Spätverstellung.
- In
Figur 2 ist ein Schaltschema des Stators 9 des Verstellmotors 2 dargestellt. Der Verstellmotor 2 ist als bürstenloser Gleichstrommotor ausgebildet mit drei im Stern geschalteten Phasen 11, die Statorwicklungen 12 aufweisen und von einem Steuergerät 13 über Steuerleitungen 15 phasengerecht mit Strom versorgt werden. - Die drei Phasen 11 sind durch Kurzschlussleitungen 14 im Dreieck verbunden. In den Kurzschlussleitungen 14 sind Kurzschlussschalter 16 vorgesehen, die bei stromlosem Verstellmotor 2 geschlossen und bei bestromtem Verstellmotor 2 geöffnet sind. Durch das Schließen der Kurzschlussschalter 16 fließt ein Kurzschlussstrom, der zur Kurzschlussbremsung des als Generator betriebenen Verstellmotors 2 dient. Das Schließen der Kurzschlussschalter 16 kann einzeln oder als Ganzes erfolgen, wodurch die Bremskraft regelbar ist.
- Da ein zu hoher Kurzschlussstrom den Verstellmotor 2 gefährdet, ist eine Strombegrenzung erforderlich. Dies kann durch stromabhängiges Öffnen der Kurzschlussschalter 16 erfolgen, die bei Unterschreiten eines Grenzwertes selbsttätig - zum Beispiel durch Federkraft - schließen.
- Der Kurzschlussstrom lässt sich auch durch Leistungswiderstände 17 in den Kurzschlussleitungen 14 begrenzen. Ein elektrischer Stromregler 18, der in den Kurzschlussleitungen 14 angeordnet ist und von dem Kurzschlussstrom gespeist wird, dient dem gleichen Zweck.
- In den
Figuren 3 und4 sind Verstellgetriebe dargestellt, die als Dreiwellengetriebe ausgebildet sind, mit ähnlichen, jedoch unterschiedlich angeordneten Bauteilen. -
Figur 3 zeigt ein Doppelexzentergetriebe 19 mit einem kurbelwellenfesten Kettenrad 21, einem nockenwellenfesten Deckel 25 und einer Verstellwelle, die als Doppelexzenterwelle 29 ausgebildet ist. Diese ist über eine lösbare Passfederwellenkupplung 37 mit einem nicht dargestellten Verstellmotor verbunden. Als lösbare Kupplungen sind unter anderem auch Keil-, Polygon-, Zahn-, Zweikant-, Vierkant-, und Sechskantwellenkupplungen denkbar. - Der nockenwellenfeste Deckel 25 ist mit Hilfe einer zentralen Standard-Spannschraube 31 über eine Spannhülse 30 mit einem Nockenwellenzapfen 38 einer Nockenwelle 65 verspannt. Eine Öffnung 66 der Passfederwellenkupplung 37 ermöglicht den Zugang eines Schraubwerkzeugs zu einem Schraubenkopf 36 der zentralen Standard-Spannschraube 31.
- Die Drehwinkellage zwischen der Nockenwelle 65 und dem nockenwellenfesten Deckel 25 ist durch einen Fixierstift 39 festgelegt, der mit Presssitz in fluchtenden Bohrungen des Deckels 25 und des Nockenwellenzapfens 38 angeordnet ist.
- Die Spannhülse 30 dient zugleich als Lagerfläche für eine Nadelhülse 32 der Doppelexzenterwelle 29. Diese weist zwei gleiche, jedoch um 180° versetzte und dadurch voll ausgeglichene Exzenter 67 auf, die über Gleitlager 33 zwei baugleich ausgebildete Stirnräder 28 antreiben. Die Stirnräder 28 kämmen mit einer Innenverzahnung 22 eines kurbelwellenfesten Hohlrads 20, das einteilig mit dem Kettenrad 21 ausgebildet ist.
- Der nockenwellenfeste Deckel 25 weist axiale Bohrungen 63 auf, in die Stifte 26 eingepresst sind. Diese durchgreifen axiale Bohrungen 27 der baugleich ausgebildeten Stirnräder 28 und durchragen Axialbohrungen 68 eines Abschlussdeckels 34. Die axialen Bohrungen 63, 68 sind fluchtend angeordnet und liegen in gleichmäßigem Abstand auf einem Kreis um die Drehachse 64 des Nockenwellenverstellers. Die axialen Bohrungen 27 besitzen einen um die doppelte Exzentrizität der Exzenter 67 größeren Durchmesser als die Stifte 26, die am Innenumfang der axialen Bohrungen 27 eine Linienberührung aufweisen.
- Der Abschlussdeckel 34 dient zum Abschluss des Doppelexzentergetriebes 19 und zur axialen Fixierung der Doppelexzenterwelle 29, der Stirnräder 28 und des Hohlrads 20. Er ist durch Sicherungsringe 35 axial festgelegt. Diese sitzen in Nuten 78, die an dem aus den Axialbohrungen 68 des Abschlussdeckels 34 hervorragenden Enden der Stifte 26 angeordnet sind. Die Lage der Nuten 78 bestimmt den Abstand der Innenflächen 79, 80 des Deckels 25 und des Abschlussdeckels 34. Dabei ist das für die Relativbewegung erforderliche Axialspiel zu den entsprechenden Anlaufflächen der Doppelexzenterwelle 29, der Stirnräder 28 und des Hohlrads 20 berücksichtigt.
- Das Hohlrad 20 ist auf dem Deckel 25 in einem Gleitlager 43 gelagert, das unter anderem die Kräfte des Kettenrads 21 aufnimmt. Dieses ist mit dem Hohlrad 20 einteilig ausgebildet und steht über eine Kette mit der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors in drehfester Verbindung, von der es mit halber Kurbelwellendrehzahl angetrieben wird. Das Antriebsmoment des Kettenrades 21 wird über die Stirnräder 28 und die Stifte 26 auf den Deckel 25 und die Nokkenwelle 65 übertragen. Die Zahl der Stifte 26 richtet sich nach der Höhe des Antriebsmoments.
- Die Schmierung des Doppelexzentergetriebes 19 erfolgt durch Motorschmieröl. Dieses gelangt von einer Zuflussleitung 40 des Nockenwellenzapfens 38 in die Nadelhülse 32 und von dort durch Fliehkraft über radiale Schmierölbohrungen 41 in Gleitlager 33, in die axialen Bohrungen 27, zur Innenverzahnung 22, zum Gleitlager 43 und über Abschlussbohrungen 23, 24 in den Motorraum. Die Doppelexzenterwelle 29 wird durch radiale Abströmbohrungen 42 entölt. Bei dem Doppelexzentergetriebe 19 handelt es sich um ein Plusgetriebe, das heißt, die Drehrichtung von Kettenrad 21 und Nockenwelle 64 sind gleich. Da jedes der Stirnräder 28 eine kleinere Zähnezahl ZNW als die Zähnezahl ZKW des kurbelwellenfesten Hohlrads 20 aufweist, ergibt sich eine Standgetriebeübersetzung:
Ist im vorliegenden Fall die Drehzahl der Doppelexzenterwelle 29 zum Beispiel durch Kurzschlussbremsen des Verstellmotors kleiner als die des Kettenrads 21, so ist dessen Drehzahl niedriger als die der Nockenwelle 65, wodurch diese in Richtung "früh" verstellt. -
Figur 4 zeigt ein anderes Doppelexzentergetriebe 44, mit einem kurbelwellenfesten Kettenrad 46, einem nockenwellenfesten Hohlrad 51 und einer als Doppelexzenterwelle 50 ausgebildeten Verstellwelle. Diese ist über eine lösbare Keilwellenkupplung 62 mit dem nicht dargestellten Verstellmotor verbunden. Das Doppelexzentergetriebe 44 ist durch eine zentrale Sonder-Spannschraube 54 mit einem Nockenwellenzapfen 55 einer Nockenwelle 69 verspannt. Auch hier wird die Drehwinkellage zwischen der Nockenwelle 69 und dem Doppelexzentergetriebe 44 durch einen Fixierstift 60 festgelegt, der mit Presssitz in fluchtenden Bohrungen des Hohlrads 51 und des Nockenwellenzapfens 55 sitzt. Die zentrale Sonder-Spannschraube 54 ist durch die Keilwellenkupplung 62 hindurch anziehbar. - Ein zylindrischer Schraubenkopf 53 der Sonder-Spannschraube 54 dient zugleich als Lagerfläche für die Nadelhülse 57 der Doppelexzenterwelle 50, die dadurch extrem kurz baut. Sie weist wiederum zwei gleiche, um 180° versetzte Exzenter 70 auf, die über Wälzlager 56 zwei baugleich ausgebildete Stirnräder 49 antreiben. Die Wälzlager 56 können auch durch Gleitlager ersetzt werden, die Kosten und Bauraum sparen, dafür höhere Reibung aufweisen. Die Stirnräder 49 kämmen mit einer Innenverzahnung 52 des nockenwellenfesten Hohlrads 51. An dessen Umfang ist ein kurbelwellenfestes Antriebsrad 45 angeordnet, mit einem Umfangsteil 75 das einteilig mit dem Kettenrad 46 und einem Seitenteil 76 ausgebildet ist. Letzteres dient unter anderem als Seitenabschluss des Doppelexzentergetriebes 44. Das Umfangsteil 75 ist auf dem Umfang des Hohlrads 51 in einem Gleitlager 58 gelagert. Das Seitenteil 76 weist axiale Bohrungen 77 auf, in die axiale Stifte 47 eingepresst sind, die wie in
Figur 3 in Bohrungen 48 der Stirnräder 49 eingreifen und das Antriebsmoment des Antriebsrads 45 über die Stirnräder 49 auf das Hohlrad 51 und auf die Nockenwelle 69 übertragen. Das kurbelwellenfeste Antriebsrad 45 und mit ihm die Stirnräder 49 und die Doppelexzenterwelle 50 sind durch einen Sprengring 59 axial fixiert. Dieser sitzt in einer Radialnut 71 des kurbelwellenfesten Antriebsrads 45 und liegt mit einer Flanke an einer nockenwellennahen Stirnseite 72 des Hohlrades 51 an. Die nockenwellenferne Stirnseite 73 des Hohlrads 45 liegt mit Spiel an der axialen Innenseite 74 des Antriebsrads 45 an. Dieses Spiel ermöglicht die Relativbewegung von Hohlrad 51, Antriebsrad 45, Stirnräder 49 und Doppelexzenterwelle 50. - Die Schmierung des Doppelexzentergetriebes 44 erfolgt wie bei dem Doppelexzentergetriebe 19 durch eine Zuflussbohrung 61 zu der Nadelhülse 57 und von dort durch Fliehkraft zu den anderen Bauteilen.
- Bei dem Doppelexzentergetriebe 44 handelt es sich ebenfalls um ein Plusgetriebe. Da die Zähnezahl ZNW des nockenwellenfesten Hohlrads 52 größer als die Zähnezahl ZKW jedes der baugleich ausgebildeten Stirnräder 49 ist, ergibt sich eine Standgetriebeübersetzung:
Ist in diesem Fall die Drehzahl der Doppelexzenterwelle, zum Beispiel durch Kurzschlussbremsen des Verstellmotors kleiner als die des Kettenrads 46, so dreht sich die Nockenwelle 69 langsamer als dieses und verstellt so nach "spät". - Das Doppelexzentergetriebe 19 dient als Verstellgetriebe einer Auslassnokkenwelle mit Basisposition "früh", das andere Doppelexzentergetriebe 44 als Verstellgetriebe einer Einlassnockenwelle mit Basisposition "spät".
-
- 1
- Verstellgetriebe
- 2
- Verstellmotor
- 3
- Nockenwelle
- 4
- Antriebsteil
- 5
- Abtriebsteil
- 6
- Verstellwelle
- 7
- Antriebsrad
- 8
- Dauermagnetrotor
- 9
- Stator
- 10
- Gehäuse
- 11
- Phase
- 12
- Statorwicklung
- 13
- Steuergerät
- 14
- Kurzschlussleitung
- 15
- Steuerleitung
- 16
- Kurzschlussschalter
- 17
- Leistungswiderstand
- 18
- elektronischer Stromregler
- 19
- Doppelexzentergetriebe
- 20
- kurbelwellenfestes Hohlrad
- 21
- Kettenrad
- 22
- Innenverzahnung
- 23
- Abflussbohrung
- 24
- Abflussbohrung
- 25
- nockenwellenfester Deckel
- 26
- Stift
- 27
- axiale Bohrung
- 28
- Stirnrad
- 29
- Doppelexzenterwelle
- 30
- Spannhülse
- 31
- Standard-Spannschraube
- 32
- Nadelhülse
- 33
- Gleitlager
- 34
- Abschlussdeckel
- 35
- Sicherungsring
- 36
- Standard-Schraubenkopf
- 37
- Passfederwellenkupplung
- 38
- Nockenwellenzapfen
- 39
- Fixierstift
- 40
- Zuflussleitung
- 41
- Schmierölbohrung
- 42
- Abströmbohrung
- 43
- Gleitlager
- 44
- anderes Doppelexzentergetriebe
- 45
- kurbelwellenfestes Antriebsrad
- 46
- Kettenrad
- 47
- axialer Stift
- 48
- Bohrung
- 49
- Stirnrad
- 50
- Doppelexzenterwelle
- 51
- nockenwellenfestes Hohlrad
- 52
- Innenverzahnung
- 53
- zylindrischer Schraubenkopf
- 54
- Sonder-Spannschraube
- 55
- Nockenwellenzapfen
- 56
- Wälzlager
- 57
- Nadelhülse
- 58
- Gleitlager
- 59
- Sicherungsring
- 60
- Fixierstift
- 61
- Zuflussbohrung
- 62
- Keilwellenkupplung
- 63
- axiale Bohrung
- 64
- Drehachse
- 65
- Nockenwelle
- 66
- Öffnung
- 67
- Exzenter
- 68
- Axialbohrung
- 69
- Nockenwelle
- 70
- Exzenter
- 71
- Radialnut
- 72
- nockenwellennahe Stirnseite
- 73
- nockenwellenferne Stirnseite
- 74
- axiale Innenseite
- 75
- Umfangsteil
- 76
- Seitenteil
- 77
- axiale Bohrung
- 78
- Nut
- 79
- Innenseite
- 80
- Innenseite
Claims (15)
- Elektrische Verstellvorrichtung für die Drehwinkellage der Nockenwelle (3, 65, 69) zur Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors, mit einem Verstellgetriebe (1), das als Dreiwellengetriebe ausgebildet ist und ein kurbelwellenfestes Antriebsteil (4), ein nockenwellenfestes Abtriebsteil (5) sowie eine Verstellwelle (6) aufweist, die drehfest mit einem elektrischen Verstellmotor (2) verbunden ist, der einen Dauermagnetrotor (8) und einen gehäusefesten Stator (9) aufweist, wobei zwischen Antriebsteil (4) und Abtriebsteil (5) bei stillstehender Verstellwelle (6) eine Standgetriebeübersetzung
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass mit einer Standgetriebeübersetzung 0 < i0 <1 ein Plusgetriebe für eine Nokkenwellenverstellung in Richtung "früh" und mit einer Standgetriebeübersetzung i0 > 1 ein Plusgetriebe für eine Nockenwellenverstellung in Richtung "spät" realisierbar ist.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass als Verstellgetriebe (1) ein Doppelexzentergetriebe (19) oder ein Taumelgetriebe und ein anderes Doppelexzentergetriebe (44) vorgesehen sind.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Doppelexzentergetriebe (19) einen nockenwellenfesten Deckel (25) aufweist, der mit axialen Stiften (26) fest verbunden ist, die in Bohrungen (27) zweier gleich ausgebildeter Stirnräder (28) mit Linienberührung eingreifen und dass die Stirnräder (28), die von dem Verstellmotor (2) über eine Doppelexzenterwelle (29) antreibbar sind, mit einem kurbelwellenfesten Hohlrad (20) kämmen.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Doppelexzenterwelle (29) auf einer Schraubenhülse (30) einer zentralen Standard-Spannschraube (31) mit einer Nadelhülse (32) wälzgelagert und die baugleich ausgebildeten Stirnräder (28) auf der Doppelexzenterwelle (29) in Gleitlagern (33) gelagert sind.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Zähnezahl ZNW jedes der zwei baugleich ausgebildeten Stirnräder (28) (gleich Abtriebszähnezahl) kleiner als die Zähnezahl ZKW des kurbelwellenfesten Hohlrads (20) (gleich Antriebszähnezahl) ist, was zu einer Standgetriebeübersetzung 0 < i0 < 1 führt.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass ein anderes Doppelexzentergetriebe (44) ein kurbelwellenfestes Antriebsrad (45) aufweist, dass mit axialen Stiften (47) fest verbunden ist, die in Bohrungen (48) zweier baugleich ausgebildeter Stirnräder (49) mit Linienberührung eingreifen und dass die baugleich ausgebildeten Stirnräder (49), die von dem Verstellmotor (2) über eine Doppelexzenterwelle (50) antreibbar sind, mit einem nockenwellenfesten Hohlrad (51) kämmen.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Doppelexzenterwelle (50) auf einem zylindrischen Schraubenkopf (53) einer zentralen Sonder-Spannschraube (54) und die baugleich ausgebildeten Stirnräder (49) auf der Doppelexzenterwelle (50) bevorzugt in Wälzlagern (56) gelagert sind.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Abtriebszähnezahl ZNW des nockenwellenfesten Hohlrads (51) größer als die Antriebszähnezahl ZKW eines jeden der baugleich ausgebildeten Stirnräder (49) ist, was zu einer Standgetriebeübersetzung i0 > 1 führt.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Stator (9) des Verstellmotors (2) vorzugsweise drei Phasen (10) aufweist, die einzeln und als Ganzes zur Kurzschlussbremsung des Verstellmotors (2) kurzschließbar sind.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass Kurzschlussschalter (15) vorgesehen sind, die bei stromlosen Verstellmotor (2) geschlossen und bei bestromten Verstellmotor (2) geöffnet sind.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass Maßnahmen zur Begrenzung des Kurzschlussstroms vorgesehen sind.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Kurzschlussschalter (15) bei Überschreiten eines Grenzwertes des Kurzschlussstroms vorzugsweise mit Hilfe desselben öffnen und bei Unterschreiben desselben selbsttätig schließen.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass in den Kurzschlussleitungen (13) ein Leitungswiderstand (16) angeordnet ist.
- Verstellvorrichtung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass in den Kurzschlussleitungen (13) ein mit Kurzschlussstrom betriebener elektronischer Stromregler (17) vorgesehen ist.
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