CN102191963A - 包括控制阀的用于液压调节凸轮轴相位位置的凸轮轴相位设定器 - Google Patents

包括控制阀的用于液压调节凸轮轴相位位置的凸轮轴相位设定器 Download PDF

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Abstract

一种包括控制阀的用于调节液压凸轮轴相位位置的凸轮轴相位设定器，该控制阀包括：a)阀外壳(10)；b)阀塞(20)；c)致动单元(15)；以及d)耦连构件(25)；其中e)阀塞(20)包括径向加宽结构(28)，阀外壳(10)的互补加宽外壳部分(18)包围该加宽结构(28)，并且流体可以沿指向远离轴向相对闭合壁(11)的轴向方向施加到该加宽结构(28)，使得产生轴向压力，f)并且该加宽结构(28)被定的尺寸，确定为：以使得尽管存在耦连构件(25)，但流体仍在两个轴向方向上以至少基本上相等大小的压力作用在该阀塞(20)上。

Description

包括控制阀的用于液压调节凸轮轴相位位置的凸轮轴相位设定器
技术领域
本发明涉及包括控制阀的凸轮轴相位设定器，所述凸轮轴相位设定器用于液压调节内燃机的凸轮轴相对于曲轴的相位位置。本发明涉及凸轮轴相位设定器本身，并且还涉及安装有该凸轮轴相位设定器的内燃机。该内燃机特别是可以用于机动车的驱动发动机或者在机动车中的驱动发动机。
背景技术
为了增大用于公路车的内燃机的输出和扭矩，而且为了降低其燃料消耗和废气排放，用于改变入口或出口控制时间的凸轮轴相位设定器已变得很普及。可以使用机油根据液压枢转发动机原理进行操作的液压相位设定器自身已在高可靠性和良好的成本利益比率方面得以确定。不只是从成本的角度看，液压式可操作的凸轮轴相位设定器已变得很普遍，在该液压式可操作的凸轮轴相位设定器中，控制阀和电磁体居中设置在该凸轮轴的旋转轴线上，其中控制阀用于控制压力室的压力施加，压力室用来调节相位位置，电磁体用来操作控制阀。因为可利用的安装空间很有限，并且由于成本压力以及快速调节所需要的给油结构中的较大的通道横截面，已经证明以下解决方案具有优势，在该解决方案中，到相位设定器的压力油经由设置在凸轮轴中的通道供给到同样居中设置的控制阀，其中，相位设定器与凸轮轴一起旋转。通常地，压力油从汽缸盖经由其中一个凸轮轴轴承——优选地经由凸轮轴的枢转轴承——供给到旋转的凸轮轴。本发明特别涉及所描述的类型的相位设定器。
有利地，将控制阀设置并构造成使得该控制阀的特性曲线与油的压力无关。否则，在该凸轮轴的相位位置中设置中间位置将例如变得更困难或者甚至无法实现。因此期望的是：如果由压力油引起的合成轴向力不存在或仅有可忽略的、很小的合成轴向力施加在控制阀的阀塞上，那么尽管在内燃机的运转期间压力改变了，也不能破坏作用于阀塞上的电磁体和通常阻碍电磁体的阀弹簧之间的平衡力。
为了避免合成轴向推力，与凸轮轴一起旋转并经由凸轮轴供应压力油的相位设定器通常经由供给结构供应压力油，其中，所述供给结构从外面朝向阀塞径向地定向。这种类型的相位设定器在例如DE 199 55 507 C2、DE 103 46 443 A1和DE 196 54 926 C2中公开。然而，以此方式施用压力油需要生产成本昂贵的通道导引装置，特别是P-型输送装置。构造具有大通道横截面的通道也是困难的，而大通道横截面有利于高调节速度。
为了避免所描述的问题，例如从DE 198 48 706 A1和DE 103 22 394 A1中公知凸轮轴相位设定器，其中，中心控制阀被设置成使得其不可以相对于内燃机的发动机外壳旋转，使得凸轮轴相对于控制阀旋转。到控制阀和出控制阀的不同的给油结构和排油结构借助于轴密封环彼此隔离，然而，这引起了增加的设计消费和巨大额外成本，从而导致例如增加的对部件公差的需要，该部件公差确定控制阀相对于凸轮轴的径向位置。
从所引用的现有技术中已知的另外的问题是以下情况引起的：将电磁体的线圈设置为其优选地相对于内燃机的发动机外壳可旋转地固定，同时电磁体的锚固件可旋转地固定连接到控制阀的阀塞上。该旋转锚固件存在实际上不可避免的相对于线圈的径向偏离，这引起了作用于锚固件并从而作用于阀塞的、不得不被阀外壳和阀塞的摩擦副吸收的径向力。这反过来使满足阀的特性曲线的最小可能滞后的要求变得更困难，并且这增加了摩擦对的滑动区域的磨耗。
发明内容
本发明的目的是提供一种节省成本的凸轮轴相位设定器，该凸轮轴相位设定器适合于大量生产，并且结合了节省空间的、优选地在中心设置——相对于相位设定器的定子-转子装置在中心——的控制阀的优点，具有用于调节液压流体的、简单几何形状的供给结构和排出结构，但是尽管如此，并未显示出阀的特性曲线与充斥在到阀的供给结构中的流体压力之间的任何实际上显著的相关性。
相应地，本发明涉及一种凸轮轴相位设定器，其包括优选地在中心的控制阀，该控制阀用于控制液压流体到压力室的供给以及从压力室的排出，该凸轮轴相位设定器用于调节内燃机的凸轮轴相对于曲轴的旋转角位置。该压力室可以是当压力被施加时调节凸轮轴以相对于曲轴向前的前向室(leading chamber)，或者当压力被施加时调节凸轮轴向后的后向室(trailing chamber)。通过沿相反的旋转方向重新设置，完成压力的释放。在优选实施例中，凸轮轴相位设定器包括用于向前的一个或者多个压力室以及用于向后的一个或者多个另外的压力室。在这样的实施例中，凸轮轴的相位位置通过以下方式设置，即：借助于控制阀将加压流体引入到用于向前的压力室或者引入到用于向后的压力室，以及在每种情况下将其他类型的压力室连接到该流体的低压侧，优选地连接到用于该流体的储罐例如油槽。流体可以特别是用于润滑内燃机的润滑油，在机动车的情况下，流体典型地是机油。
该控制阀包括阀外壳，该阀外壳包括至少一个操作口和用于流体的至少一个储存口。操作口用于供给所述压力流体到相位设定器的至少一个压力室，而储存口用于将所述的压力流体排出到设置在流体的低压侧的储罐。优选地，操作口还用于经由储存口从压力室排出流体。该控制阀还包括阀塞，该阀塞可以在该阀外壳中在第一活塞位置和第二活塞位置之间径向地前向被调节。阀塞是中空的，即，其包括轴向的中空空间，来自高压侧的流体——压力流体——可以经由阀塞入口引入到该中空空间中。被引入的压力流体经由活塞出口被输导出中空空间。在第一活塞位置，活塞出口被连接到活塞外壳的操作口，使得可以穿过阀塞经由压力室的操作口供给压力流体。在第二活塞位置，活塞出口与阀外壳的操作口分离。优选地，在第二位置，阀塞出口连接到阀外壳的储存口。在优选的实施例中，阀外壳包括外壳入口，高压侧的流体穿过该外壳入口可以被引入到阀外壳中，并且可以穿过连接到外壳入口的活塞入口被引入到阀塞的中空空间中。
耦连到阀塞的、用于轴向地调节阀塞的致动单元也是凸轮轴相位设定器的一部分。优选地，致动单元是电磁致动单元，并且特别地，是轴向行程电磁体。优选地，该耦连使得致动单元只向阀塞施加轴向的压力；然而，可替代地或者另外还可采用的是，可以想到施加轴向的牵引力。对于到致动单元的耦连，阀塞优选地包括耦连构件，该耦连构件穿过闭合阀外壳的轴向面对闭合壁突出。相应地，耦连构件可以相对于阀外壳的轴向面对闭合壁轴向地前后运动；尽管如此，轴向面对闭合壁以所需的与耦连构件紧密配合的方式密封阀外壳。优选地，耦连构件用作为轴向冲杆。
尽管流体流动穿过该阀塞，但是为了防止流体可以在中空的阀塞上施加任何实际相关的轴向压力和合成的轴向推力，该阀塞包括径向加宽结构，即，径向加宽的活塞部分，该径向加宽结构被该阀外壳的互补加宽外壳部分紧密配合地包围，并且可以沿指向离开轴向面对闭合壁的轴向方向将高压侧的流体施加到该加宽结构。加宽结构是横截面尺寸确定为：尽管耦连构件穿过轴向面对闭合壁突出，流体在两个轴向方向上以至少基本上大小相等的压力作用于阀塞。如现有技术中普遍存在的，阀塞在整个轴向长度上具有相同的外圆周，那么，取决于流体压力并作用在阀塞上的合成轴向压力将对应于阀塞的相互背离的、投影轴向平行的轴向面对区域之间的面积差与当前流体压力相乘的积。优选地，该面积差将对应于在轴向面对闭合壁的区域中的耦连构件的横截面区域，这是因为当在该流体的低压侧建立该耦连时，流体不可能被加到此区域。将致动单元设置在低压侧具有的优势是：不必为该致动单元采取特殊的密封措施。
优选地，阀塞的轴向中空空间是中心圆柱形中空空间，轴向中空空间在入口端以简单的直线形式得当地逐渐变细，从而形成具有对应于中空空间横截面的横截面面积的活塞入口。从而当阀塞位于相应的轴向活塞位置时，流体以小的阻力流动到阀塞中并穿过活塞出口到达压力室。优选地，该活塞出口为在阀塞的圆周上的径向出口。轴向流进和径向流出有助于供给结构和排出结构的简单轮廓，并且相应地有助于到阀塞的供给结构和到压力室及储罐的排出结构的通道横截面具有广泛的几何自由度范围。
在优选实施例中，外壳入口形成在阀外壳的轴向面对侧，使得流向控制阀的流体已轴向地流动到控制阀中。然而，原则上，该外壳入口可以是在阀外壳的圆周上的径向入口。尽管不是优选的，但是也不排除倾斜地导引到控制阀中的外壳入口。优选地，操作口径向地延伸穿过阀外壳的圆周。优选地是，假设设置有另外的操作口，那么该操作口也优选地沿简单的直线径向地延伸穿过阀外壳。径向轮廓也有利于储存口，假设设置有另外的储存口，也有利于该另外的储存口。在可替代的实施例中，储存口、可选地另外的储存口、操作口或者可选地另外的操作口，也可以斜着延伸穿过阀外壳的圆周。
优选地，控制阀被设置成使得其与凸轮轴一起旋转。优选地，控制阀在凸轮轴的轴向端被插入到中心的容纳空间内，该中心的容纳空间从轴向面对端朝向凸轮轴的轴向面对端敞开。然而，共同旋转的控制阀——具体是相对于相位设定器在中心的控制阀，在原则上也可以只放置于凸轮轴的轴向面对端处。与凸轮轴一起旋转的中心控制阀使凸轮轴相位设定器的设计节省空间，并可以实现穿过凸轮轴供给压力流体的几何简单的方式。
优选地，致动单元设置在流体的低压侧，并且特别地处于大气压力下，使得不必采取特殊的密封措施。优选地，致动单元被设置成使得其不可以相对于内燃机的发动机外壳旋转，并且设置成使得如果控制阀被有利地设置成与该凸轮轴一起旋转，阀塞的耦连构件可以相对于致动单元旋转，其中，致动单元被看作是一个整体。如已经提到的，致动单元特别可以是包括电磁线圈和锚固件的电磁致动单元，该锚固件可以相对于线圈轴向地运动，并且被设置为或者至少被设置成使得它不可以相对于线圈旋转，这是因为在耦连构件和致动单元之间的耦连中执行相对旋转。优选地，致动单元和耦连构件彼此直接地耦连接合。优选地，耦连只是轴向压力接触——在直接接合的情况下，为致动单元的致动件和耦连构件之间的压力接触——其中，致动件，例如所述锚固件，轴向地压在耦连构件的轴向面对端。
控制阀与阀塞结合本身也是有利的，不需要补偿任何轴向推力，其中，该控制阀相对于相位设定器的转子处于中心，并且可以被或者被可旋转地固定连接到凸轮轴，该阀塞被设置成可以相对于致动单元的轴向可运动作用件被转动。假如实现了控制阀的液压部分和致动单元的这样的结合，那么假设阀塞包括所描述的轴向中空空间，并且高压侧的流体从而可以流动穿过该中空空间，则还是优选的。耦连可以按照本发明范围内所公开的内容实施。然而，可替代地，耦连也可以被构造成使得，当致动单元被具体为轴向冲程致动单元时，其作用件——例如，磁体的锚固件——穿过阀外壳的轴向面对闭合壁突出，并且在阀外壳内作用于阀塞的面向它的轴向面对端上。原则上，这样的作用元件也可以形成本文所要求保护的本发明的耦连构件。
因此，在形成控制阀的旋转部件和非旋转部件之间的隔离点方面，本发明的目的特别还是包括控制阀的凸轮轴相位设定器，所述控制阀用于控制进出压力室的液压流体的供给和排出，所述凸轮轴相位设定器用于调节内燃机的凸轮轴相对于曲轴的旋转角位置，该控制阀包括：
a)阀外壳，该阀外壳包括：外壳入口、到压力室的操作口、以及到用于流体的储罐的储存口，并且阀外壳被可旋转地固定连接到凸轮轴，或者由凸轮轴形成；
b)阀塞，该阀塞可以在该阀外壳中、于第一位置和第二位置之间被轴向地前后调节，并且包括活塞供给结构，该活塞供给结构连接到外壳入口，在阀塞的第一位置，所述活塞供给结构连接到操作口，在该阀塞的第二位置，所述活塞供给结构与操作口分离；
c)致动单元，该致动单元耦连到阀塞，并且包括电磁线圈和锚固件，其中，电磁线圈被可旋转地固定连接到内燃机的发动机外壳，锚固件可以相对于线圈轴向地运动；以及
d)耦连构件，该耦连构件在阀塞和锚固件之间轴向地延伸，并且穿过关闭阀外壳的轴向面对闭合壁而突出，使得致动单元的轴向致动力传递到阀塞；
e)其中，阀塞可以相对于锚固件旋转。
以上特征a)到特征e)可以由在本文所要求的保护范围内公开的任何一个特征进行有利地补充；相反地，以上特征a)到特征e)——每一个是独立的并且可以任意结合-——也可以有利地发展本文中所要求保护的本发明。阀塞可以包括轴向中空空间；在这样的实施例中，活塞供给结构将是所述活塞入口。如果借助于阀塞要被控制的流体没有被引入到阀塞中，而是如相关现有技术而言，被导引到阀塞的外部圆周上，那么所述的活塞供给结构是凹部，其中，该凹部形成在阀塞的圆周上并且将外壳入口连接到操作口，并且优选地该凹部在相应的活塞位置环绕阀塞的外部圆周。
尽管可以想到，耦连和致动单元被设置成使得致动单元既可以施加轴向的牵引力和又可以施加压力，即，使得致动单元将阀塞压到其中一个活塞位置位置并将活塞拉到另一活塞位置，但是在优选实施例中，控制阀包括弹簧单元，优选地，像例如螺旋压力弹簧这样的机械弹簧，该弹簧单元以其弹簧力作用于阀塞上以抵抗致动单元的致动力。弹簧单元可以有利地被设置成使得其一个弹簧端直接支撑在阀外壳上，而另一个弹簧端直接支撑在阀塞上，从而在相应的轴向方向张紧阀塞。
假设面积差仅由耦连构件引起，那么优选地将加宽结构的横截面尺寸确定为使得补偿至少大约并且优选恰好一横截面区域，其中，耦连构件在所述横截面区域上突出穿过轴向面对闭合壁。优选地，阀塞在加宽活塞部分中在外部圆周上是环形-圆柱形的，使得该加宽结构具有圆环状区域，该圆环状区域至少大约地并且优选恰好地补偿耦连构件的横截面区域。高压侧的流体在加宽结构的轴向面对侧施加到控制活塞，该加宽结构的轴向面对侧面向阀外壳的轴向面对闭合壁。尽管可以想到例如从阀塞外或者甚至从控制阀外供给这种补偿压力流体，但是如果流体被导引穿过阀塞的轴向中空空间到达由加宽结构形成的补偿区域上，则是更优选的实施例。中空空间的罩壳或者优选地是中空空间的轴向面对活塞壁，可以包括围绕阀塞的中心纵轴线分布设置的单个通路或者多个通路，穿过所描述的通路，压力流体可以流动到阀塞的、面向阀外壳的轴向面对闭合壁的轴向相对区域，以及特别是流动到加宽结构的补偿区域。
优选地，加宽结构形成阀塞的面向轴向面对闭合壁的轴向面对端，耦连构件优选地从该轴向面对端朝向致动单元凸起。在这样的实施例中，由加宽结构形成的补偿区域是阀塞的、轴向地直接抵靠轴向面对闭合壁的端区域。然而，原则上，还可以想到不在阀外壳的轴向面对闭合壁附近的轴向端部中设置加宽结构，而是在阀塞的中间轴向部分或者甚至在阀塞的远离轴向面对闭合壁的另一端部设置。然而，在阀塞的面向轴向面对闭合壁的这端形成加宽结构允许流体在阀塞的背离活塞入口的这端处穿过轴向中空空间以特定简单的方式供给。这可以使根据本发明的补偿以简单的方式从控制阀的控制功能中分离出来。
加宽外壳部分轴向地延伸超出加宽活塞部分，使得可以调节阀塞轴向运动。在背离轴向面对闭合壁的这侧，优选地，只是低压侧的流体压力在加宽结构的区域中施加到阀塞。优选地，储存口或者在加宽的外壳部分中的另外的储存口设置在加宽结构的背离轴向面对闭合壁的这侧，使得储罐的流体压力至少基本上充斥在这侧。
在改进中，阀塞的背离轴向面对闭合壁的一侧包括径向的并优选周向的凹部，该凹部轴向地连接到加宽结构。优选地，阀外壳的操作口和储存口以及凹部的轴向长度设置成使得在阀塞的第二活塞位置操作口经由凹部连接到储存口。在第一活塞位置，阀塞的限定凹部界线的控制边缘将操作口与储存口分离。优选地，控制边缘轴向地设置在阀塞上，并且致动单元可以被控制为使得阀塞还可以定位在第一位置和第二位置之间的中间位置，从而控制活塞还可以只是部分地覆盖和释放储存口。如果阀塞从第一位置朝向第二位置或从第二位置朝向第一位置运动的轴向运动速度可以改变，即，如果阀塞还可以以不同的速度运动，也是有利的。
在改进中，凸轮轴相位设定器包括用于流体的另外的压力室。高压侧的流体被施加到这些至少两个压力室中的一个或另一个。相应地，对一个压力室施加压力，引起凸轮轴相对于曲轴沿向前的方向被调节，而当压力被加给另一个压力室时，凸轮轴沿相反的旋转方向被向后调节。在这样的实施例中，控制阀被设置成选择性地将压力流体引导到一个压力室中或另一个压力室中。为了实现这个功能，阀外壳包括另外的操作口，流体可以穿过该另外的操作口流动到该另外的压力室。该另外的操作口形成在阀外壳中，使得在第二活塞位置上活塞出口连接到该另外的操作口，并且在第一活塞位置上活塞出口与另外的操作口分离。优选地，在第一活塞位置，该另外的操作口连接到储罐，使得压力流体可以从该另外的压力室流出经由该另外的操作口进入到储罐。为了实现这种压力释放，阀塞可以包括另外的径向凹部，优选同样是周向凹部，在第一活塞位置，另外的径向凹部将阀外壳的另外的操作口连接到储罐，优选地连接到阀外壳的连接到储罐的另外的储存口。尽管不太优选，然而仍然可以在阀外壳中仅设置单个储存口，并且可以将通道的轮廓构造为使得：在第一活塞位置，另外的操作口连接到这个相同的储存口。
在实施例中，其中阀外壳包括所述两个操作口和所述两个储存口，优选地，这些口被设置成使得这两个操作口被轴向地设置在这两个储存口之间，即，使得沿轴向方向看，其中一个储存口后面为分配给它的操作口，该操作口后面为另一个操作口，另一个操作口后面为分配给所述另一个操作口的储存口。借助于以此方式顺序地设置，可以保持短的调节路径，其中，阀塞沿该调节路径以行进以选择性地将一个操作口连接到一种类型的压力室或将另一个操作口连接到另一种类型的压力室。在阀塞的外部圆周上轴向地延伸的凹部可以连接操作口，其中，该操作口确保所分配的压力室中的压力通过控制阀中的短的路径释放到所分配的储存口。优选地，包括外壳入口，供给结构和排出结构按照以下顺序轴向地设置：外壳入口形成在阀外壳的轴向面对端的附近或者优选地形成在该阀外壳的轴向面对端处，接着是在阀外壳的另一个轴向面对端的方向上的另外的储存口，再接着为另外的操作口，然后为第一操作口，最后为轴向地离外壳入口最远的第一储存口。
在改进中，凸轮轴相位设定器被构造成使得，当因调节相位位置的需要而释放压力室中的压力时，流体并且优选地是流动穿过控制阀的任何流体，穿过与凸轮轴一起旋转的相位设定器的一个或者多个部件流回到发动机外壳内，并且不首先流到附连到发动机外壳的外面的附连外壳例如链条壳内，其中流体必须从所述附连外壳被导引回储罐。在这样的实施例中，内燃机——例如其发动机外壳——不是必须特定地设置为用于从相位设定器流出的流体的回输结构。这使有利于安装相位设定器。在有利的实施例中，回输结构延伸穿过当被安装有凸轮轴时可旋转地固定连接到凸轮轴的相位设定器的转子，其中该转子设置有相应的回输结构，为此目的，回输结构优选地为以轴向直线穿过转子的通路。尽管单个通路可以形成回输结构，然而如果回输结构包括围绕转子的旋转轴线分布设置的多个通路，则是优选的。连接到转子的回输结构的连续回输结构在定子中延伸，其中，该连续回输结构可以由例如在定子中的一个或者多个孔形成，或者由成形为槽形的或完全周向的一个或者多个内部加宽结构形成，或者可以由径向地在外侧的定子和径向地在内侧的凸轮轴共同限定。如果控制阀包括所述的另外的储存口，那么优选地，调节凸轮轴的相位位置所需要的流体穿过与凸轮轴一起旋转的相位设定器、经由两个储存口被导引回发动机外壳中。
在被设置成使得与凸轮轴一起被旋转并且在内燃机的运转期间旋转的相位设定器内的回输结构在其本身方面也是有利的，例如不需要通过加宽阀塞来补偿，即，甚至不需要主要权利要求的特征部分。然而，在凸轮轴相位设定器内的回输结构，即，在相位设定器的、被设置成使得在内燃机的运转期间与凸轮轴一起旋转的一个或者多个部件内的回输结构，通常也是有利的，并且其不只是与流体可以流动穿过的中空阀塞连接。在相位设定器内的回输结构因此也可以有利于包括中心控制阀的相位设定器，其中，中心控制阀包括阀塞，流体只是在外部圆周上被供给到该阀塞，即流体不会流动穿过该阀塞。然而，具有尽可能简单的通道轮廓的中空阀塞是有利的。此外，因而包括流体可以流动穿过的中空阀塞或者包括流体不能流动穿过的阀塞的中心控制阀，还可包括致动单元，其中，这不优选，该致动单元包括锚固件，该锚固件相对于线圈不旋转，而是例如被可旋转地固定连接到阀塞上。
因此，在相位设定器内的回输结构方面，本发明还涉及用于借助液压流体来调节内燃机的凸轮轴相对于曲轴的旋转角位置的凸轮轴相位设定器，所述凸轮轴相位设定器包括：
a)定子，其由曲轴进行旋转驱动；
b)用于流体的压力室；
c)转子，其可旋转地固定连接到凸轮轴，并且耦连到定子以传递转矩，并且该转子可以通过将流体引入到压力室中的方式来调节其相对于定子的旋转角；
d)阀外壳，其包括：外壳入口、到压力室的操作口、以及到用于流体的储罐的储存口，并且该阀外壳被可旋转地固定连接到凸轮轴，或者由凸轮轴形成；
e)阀塞，其可以在阀外壳中、于第一位置和第二位置之间轴向地前后调节，并且该阀塞包括连接到外壳入口、且在阀塞的第一位置连接到操作口、而在阀塞的第二位置与操作口分离的活塞供给结构；
f)致动单元，其耦连到阀塞，用于轴向地调节阀塞；以及
g)回输结构，最多除了流体泄漏之外，所有流动穿过阀外壳的流体都可以穿过回输结构被供给回到内燃机的、可旋转地安装凸轮轴的发动机外壳中，
h)其中，该回输结构只从储存口穿过凸轮轴相位设定器延伸至发动机外壳。
以上特征a)到特征h)可以由在本文所要求保护的本发明范围内公开的任何一个特征进行有利地补充；相反地，以上特征a)到特征h)——每一个是独立的并且可以任意结合——也可以有利地发展本文所要求保护的本发明。该阀塞可以包括轴向中空空间；在这样的实施例中，活塞供给结构将是所述的活塞入口。如果借助于阀塞要被控制的流体没有被引入到该阀塞中，而是——如现有技术而言——被导引到阀塞的外部圆周上，那么所述的活塞供给结构为凹部，其中，该凹部形成在阀塞的圆周上并且将外壳入口连接到操作口，并且优选地在相应的活塞位置环绕阀塞的外部圆周。
特别地，阀外壳可以被旋到凸轮轴上，其中，该阀外壳优选地包括外部螺纹，并且该凸轮轴相应地包括在容纳空间中的用于螺旋连接的内部螺纹。假设该阀外壳和该凸轮轴借助于螺旋连接而彼此连接，那么如果在相位设定器内设置有回输结构则该阀外壳的螺旋头也可以同时闭合用于流体的所述回输结构。特别地，该阀外壳可以用作用于安装凸轮轴相位设定器的转子和定子的张紧螺旋件，使得螺旋连接建立时相位设定器也同时安装好。被形成为中心张紧螺旋件的阀外壳可以具有用于凸轮轴相位设定器的转子的中心定位件的功能，该中心定位件通过相对于凸轮轴来中心定位转子。在可替代的实施例中，阀外壳还可以被形成为外壳筒，该外壳筒仅轴向地插入到凸轮轴中并且然后由紧固设备例如紧固环轴向地紧固。外壳筒或者可以设有螺纹的阀外壳，可以例如通过焊接连接另外地或者专门地以材料配合的方式轴向地紧固。还是在其他的实施例中，阀外壳也可以直接由凸轮轴本身形成，或者借助于材料配合连接的方式接合到该凸轮轴的轴向端。然而，可以以形状配合的方式或者以摩擦配合的方式进行安装的阀外壳是优选的。
耦连构件突出穿过的轴向面对闭合壁可以由闭合圆盘方便地形成，其中，该闭合圆盘被固定地接合到阀外壳的罩壳。该闭合圆盘例如可以通过压配合或者借助螺旋连接或者焊接连接以及包括作为示例被引用的这些接合方法的结合而被接合到该阀外壳的罩壳。
在从属权利要求以及从属权利要求的组合中也公开了有利的特征。
附图说明
下面基于附图说明本发明的示例性实施例。示例性实施例所公开的特征以单独特征的形式以及以特征任意组合的形式有利地产生了本权利要求的主题和上文描述的实施例。见：
图1第一示例性实施例的凸轮轴相位设定器的纵向剖面视图；
图2在相位设定器的、背离凸轮轴的轴向面对侧的俯视图，其中盖子被取下；
图3相位设定器的控制阀的沿图1中A-A的横截面视图；
图4图1的凸轮轴相位设定器的中心区域；
图5第二示例性实施例的凸轮轴相位设定器；
图6第三示例性实施例的凸轮轴相位设定器；
图7控制阀的沿图6中A-A的横截面视图；以及
图8第四示例性实施例的凸轮轴相位设定器。
具体实施方式
图1示出了凸轮轴相位设定器的纵向剖面视图。凸轮轴相位设定器设置在凸轮轴1的轴向面对侧的端部，用于调节凸轮轴1相对于内燃机的曲轴——例如为机动车的驱动马达——的相位位置，即，旋转角位置。凸轮轴1被可旋转地安装在汽缸盖外壳中，使得凸轮轴1可以在内燃机的发动机外壳2中绕旋转轴线R旋转。
凸轮轴相位设定器包括定子3和转子7，其中定子3可以由该曲轴旋转驱动，转子7可旋转地固定连接到凸轮轴1。定子3包括例如链轮的驱动轮4、盖子6和叶轮5，该叶轮5轴向地设置在该驱动轮4和该盖子6之间。驱动轮4、叶轮5和盖子6彼此可旋转地固定连接。定子3和转子7形成液压枢转马达。
图2示出了该定子-转子装置3、7的在轴向面对侧的俯视图。定子3的盖子6被取下，使得可以看见定子3的叶轮5和形成为叶轮的对置轮的转子7。叶轮5形成枢转马达的外部部件，而该转子7形成枢转马达的内部部件。中空的叶轮5的内部圆周包括径向向内突出的叶片。转子7包括：径向向外凸起的、且与叶轮5的叶片一起形成第一压力室8和第二压力室9的叶片。在周向方向上每一个压力室8被设置为在转子7的叶片的左侧，而在周向方向上每一个压力室9被设置为在转子7的叶片的右侧。假设压力室8被加压，而压力室9被减压，那么在图2中转子7相对于定子3顺时针旋转，最多到达图2中假定的端位置。假设压力室9被加压，而压力室8被减压，那么转子7逆时针旋转。相对于定子3在一个旋转方向上进行的旋转运动对应于凸轮轴1向前于曲轴；而在另一个方向上进行的相对旋转运动对应于凸轮轴1落后于曲轴。
凸轮轴相位设定器包括控制阀，该控制阀相对于定子-转子装置3、7居中设置，并且该控制阀包括阀外壳10和阀塞20，该阀塞20设置成使得其可以在该阀外壳10中轴向前后运动从而被轴向地调节。阀塞20是中空的，其包括：轴向延伸的中空空间21、在一个轴向端处的活塞入口22、以及径向地穿过阀塞20的罩壳的活塞出口23，其中，该阀塞20的罩壳环绕该中空空间21。阀塞20的背离活塞入口22的另一个轴向端包括用于耦连到致动单元15的耦连构件25，其中，该致动单元15实现阀塞20的轴向调节。耦连构件25担当阀塞20的冲杆。耦连构件25可以和环绕中空空间21的活塞罩壳形成一个件，或者可适用地轴向固定地接合到该活塞罩壳。耦连构件25在该阀塞20的轴向地面向致动单元15的轴向面对端处突出。该耦连构件25突出穿过该阀外壳10的轴向面对闭合壁11。轴向面对闭合壁11以紧密配合的方式围绕该耦连构件25，从而确保：尽管耦连构件25可以前后运动，但阀外壳10是闭合的，是流体密封的。
致动单元15为电磁致动单元，在示例性实施例中为轴向行程电磁体，包括可以被供给电流的线圈16和线圈16所环绕的锚固件17。该线圈16可旋转地固定连接到内燃机的发动机外壳2。在示例性实施例中，该线圈16可旋转地固定连接到到盖子2b，该盖子2b又固定地连接到安装在该发动机外壳2上的相位设定器外壳2a。锚固件17可以相对于该线圈16轴向地运动。该锚固件17和该耦连构件25直接耦连接合，该耦连接合形成为轴向压力接触。当该线圈16被供给电流时，在该耦连接合——纯粹地轴向压力接触——期间，轴向指向该耦连构件25的致动力作用在该锚固件17上，并作用在该耦连构件25上，从而作用在该阀塞20上。优选地，在阀塞20和致动单元15之间的分离点处只发生点接触，其中，该阀塞20在运转期间与凸轮轴1一起旋转，而该致动单元15不旋转。该锚固件17的接触该耦连构件25的端部优选地具有球形表面。或者，该耦连构件25可以在其轴向面对端具有球形表面。在一改进中，该锚固件17的接触端通过将球形件以球面方式自由地可旋转地安装在该锚固件17的承窝中的方式形成为球形滑动轴承。
控制阀包括弹簧单元14，该弹簧单元14的弹簧力抵抗该致动单元15的致动力。弹簧单元14直接支撑于该阀外壳10上，并且在致动单元15的方向支撑于该阀塞20上。该致动单元15由该内燃机的控制器进行控制——即，被供应电流。优选地，使用存储在发动机控制器的存储器中的特性映射来控制该致动单元15，例如，根据曲轴的旋转速度、载荷或者其他的和/或另外的与内燃机的运转有关的参数。
该阀塞20被设置在该阀外壳10的中心轴向中空空间中，使得阀塞20可以以所说明的方式前后运动。阀外壳10的背向该轴向面对闭合壁11的轴向端包括外壳入口Pa，该外壳入口Pa轴向地并且中心地通向该外壳的中空空间，并且加压流体可以经由该凸轮轴1——即该凸轮轴1的压力入口P——供给到该外壳入口Pa。具体地，该流体可以是用来润滑内燃机以及还用来润滑例如该凸轮轴1的枢转轴承的润滑油。优选地例如通过该凸轮轴1的枢转轴承，即将压力口P连接到用于该枢转轴承的润滑油供给装置，压力流体被供给到控制阀。压力流体在P处流到该凸轮轴1中，穿过该轴向外壳入口Pa到达该阀外壳10中，并且穿过与该外壳入口Pa轴向齐平的活塞入口22到达中空空间21中。活塞出口23从该中空空间21横向地分支出来，优选地例如在径向方向上分支出来，并且根据该阀塞20的轴向位置，压力流体穿过该活塞出口23供给到压力室8或压力室9，以设置转子7相对于定子3的相位位置，从而设置凸轮轴1相对于曲轴的相位位置。该活塞出口23由穿过该阀塞20的罩壳的径向通路形成，其中，这些径向通路被设置为沿该阀塞20的圆周分布。该活塞出口23设置在该阀塞20的轴向中间部分中。
阀外壳10包括导引穿过其罩壳的口，这些口用于供给流体到压力室8和9以及从压力室8和9排出流体。这些口包括操作口A、操作口B、分配给该操作口A的储存口TA、以及分配给该操作口B的储存口TB。口A和口TB中的每一个都是穿过该阀外壳10的罩壳的线性通路。口A、B和TA以最短路径径向地延伸穿过该罩壳。该储存口TB向外倾斜地延伸到相位设定器外壳2a中。
图3仅示出包括阀外壳10和阀塞20的控制阀的、沿图1中A-A的横截面视图。此截面表示图具体示出了该阀塞20的活塞出口23和该阀外壳10的操作口B，其中，该操作口B同样地由径向地延伸并因而以短通路形成，所述短通路穿过该阀外壳10的罩壳并且设置为沿该阀塞10的圆周分布。口A、TA和TB的每一个同样地由多个通路通道形成，这些通路通道围绕中心轴线R设置分布。
图4只示出根据图1的凸轮轴相位设定器的中心区域。图1、3和4示出了由弹簧单元14保持在第一轴向活塞位置的阀塞20。在该第一活塞位置，活塞出口23连接到操作口B。经由压力口P供给到凸轮轴1的压力流体在轴向方向上流动穿过轴向外壳入口Pa和活塞入口22，到达该阀塞20的中空空间21，并且在中空空间穿过分支活塞出口23到达压力室8，根据图2的表示，该压力室8被分配给该操作口B。连接到操作口A的压力室9经由该操作口A和形成在该阀塞20的外部圆周上的凹部26连接到储存口TA，并且经由该储存口TA和回输结构4’连接到储罐，其中，该回输结构4’与凸轮轴1一起旋转，因而压力室9被减压。该凹部26在该阀塞20的整个外部圆周上延伸。从该凹部26沿轴向方向观察到，在活塞出口23的后面，另外的轴向延伸凹部27形成在该阀塞20的外部圆周上，并且同样地在该阀塞20的整个外部圆周上延伸。在第一活塞位置，该凹部27连接到储存口TB。该储存口TB被分配给该操作口B。然而，在该第一活塞位置，借助于该阀塞20的密封板，该储存口TB与该操作口B流体隔离，其中该密封板形成在活塞出口23和凹部27之间。
假设通过对致动单元15相应地供应电流而将超过弹簧单元14的弹簧力的致动力施加到锚固件17，那么，该致动单元15朝向外壳入口Pa轴向地将阀塞20推离所示出的第一活塞位置，并且，如果该致动力相当大，就会推到远至轴向第二活塞位置，在第二活塞位置中，连接到活塞出口23的口不再是操作口B而是另一操作口A。在第二活塞位置，该阀塞20的形成在活塞出口23和凹部26之间的密封板将该操作口A和分配给它的储存口TA隔离，使得在第二活塞位置压力流体被施加到压力室9。在该第二活塞位置，凹部27还将操作口B连接到储存口TB，使得流体可以从压力室8流出从而对这些压力室8减压。转子7沿图2所示的逆时针方向相对于叶轮5相应地运动，从而相对于定子3运动。可旋转地固定连接到转子7的凸轮轴1在其活塞位置中相对于曲轴被以相同的旋转角度调节。
流动穿过外壳入口Pa到达控制阀中的高压侧流体向阀塞20施加沿致动单元15方向作用的第一轴向力。为了抵消该第一轴向力，流体可以沿该致动单元15的方向流动穿过阀塞20，使得在其面向该致动单元15的后侧、于所述后侧和轴向面对闭合壁11之间建立流体压力，其中所述流体压力向该阀塞20的后侧施加抵抗力——第二轴向力。因为耦连构件25突出穿过轴向面对闭合壁11的横截面区域使得可以被施加压力流体的投影区域减少，因而根据耦连构件25的横截面面积，轴向抵抗力——第二轴向力——会小于第一轴向力。根据流体压力，将会产生根据投影区域之间的差异而改变的合成轴向推力。控制阀的特性曲线会相应地改变，这会导致严重的失真，这是因为流体压力在内燃机的运转期间会波动。
为了增大第二轴向力，阀塞20包括径向加宽的活塞部分28，在下文中称为加宽结构28，并且阀外壳10包括互补加宽外壳部分18，该互补加宽外壳部分18以紧密配合的方式围绕该加宽结构28。只要该阀外壳10和阀塞20以密封的形式协作，除了加宽结构28之外，阀塞20在其整个外部圆周上具有例如相同的圆柱形横截面。为了将压力流体导引到阀塞20的后侧，该阀塞20包括供给结构24，从外壳入口22观察，该供给结构24轴向地位于活塞出口23的后面，该供给结构24由阀塞20的基部中的绕中心轴线R分布的多个通路通道形成。该加宽结构28和相应的外壳部分18的尺寸设计成：使得由加宽结构28提供的、面对着致动单元15的投影区域F28的增加至少主要抵消耦连构件25的“不能用于”补偿的横截面区域F25。该补偿区域是投影区域F28的外部环状区域。轴向地面对着轴向面对闭合壁11的附加投影区域——加宽结构28的补偿区域——优选地恰好与横截面区域F25一样大，耦连构件25在横截面区域F25上突出穿过该轴向面对闭合壁11。这样的结果是：沿致动单元15方向作用的第一轴向力被相反的第二轴向力抵消，从而不会产生合成轴向推力。投影区域——当流体流动穿过阀塞20时每个投影区域产生轴向力——在两个轴向方向上是等尺寸的。
加宽结构28优选地在阀塞20的轴向面对侧的端部形成，该轴向面对侧面向致动单元15。加宽外壳部分18呈现出足够的轴向延伸以使得可以调节阀塞20的运动。加宽部分28形成凹部27的面向致动单元15的端部。加宽外壳部分18在锥形结构13处逐渐缩减到窄的横截面，该窄横截面在之后的轴向剖面中是恒定的。锥形结构13形成在凹部27范围内，例如轴向地位于储存口TB的区域中。
锁定件30将转子7相对于定子3锁定在的特定的旋转角位置处。锁定件30借助于弹簧单元偏置到锁定位置。流体压力沿另一方向作用，以使得当流体压力增加时锁定件30移离该锁定位置。
图5示出了第二示例性实施例的凸轮轴相位设定器，其同样地以纵向剖视图示出，剖视图包括凸轮轴1的旋转轴线R。与第一示例性实施例不同的是，阀外壳10不形成为用于相位设定器的张紧螺纹件，并且也不借助于螺纹连接而连接到凸轮轴1。阀外壳10体现为外壳筒，该外壳筒穿过该凸轮轴1的在轴向面对侧上的开口端插入到其中心容纳空间1a，到达并且抵接抵接件，而且一旦插入就以径向地紧密配合的方式定位在中空的凸轮轴1中。阀塞10借助于紧固件31相对于凸轮轴1轴向地紧固，该紧固件31例如为紧固环。
与第一示例性实施例不同，容纳空间1a在凸轮轴1内以轴向连续的方式延伸。该容纳空间1a借助于被插入到凸轮轴1中的隔离元件1b从连续中空空间中隔离，特别是以流体方式隔离，以导引流体穿过凸轮轴1的压力口P到达容纳空间1a中，并且从容纳空间1a穿过同样的轴向外壳入口Pa到达阀塞20中。
与第一实施例不同，远离外壳入口Pa的储存口TB像其他的口A、B和TA一样形成为在阀外壳10的罩壳中的短的径向通路。与第一示例实施例的阀塞20相比，本阀塞20本身只在供给结构24方面进行改进，该供给结构24用于对轴向力进行补偿，并且不像在第一示例实施例中那样在轴向面对闭合壁11的方向上基本上轴向地延伸，而是从活塞的中空空间21斜地向外伸展。如在第一示例实施例中一样，以围绕中心轴线R分布的方式，在阀塞20的后侧设置有多个通路孔。
第二示例性实施例的相位设定器的其他方面与第一示例性实施例的相位设定器一致。
图6示出了第三示例性实施例的凸轮轴相位设定器，也以包括凸轮轴1的旋转轴线R的纵向剖视图形式示出。图7只示出了相位设定器的包括阀外壳10和阀塞20的中心控制阀的A-A横截面。除了一个例外之外，本实施例的阀塞20与第一示例性实施例的阀塞20一致。与第一示例实施例不同，本示例的活塞出口23不是由简单的孔形成，而是由以裂隙形式在周向方向上延伸的通路形成。口A到TB是如第二示例性实施例中的短的径向通路，例如也是在阀外壳10中沿圆周分布设置的通路孔。
在第三示例性实施例的相位设定器中，流体穿过致动单元15附近的储存口TB排出，不排出到相位设定器外壳2a中并且经由该相位设定器外壳2a排回到发动机外壳2中，或者经由回输结构以其他方式排回到用于流体的储罐中，其中该回输结构在相位设定器内延伸进入发动机外壳直至低压侧。该回输结构包括穿过转子7延伸的回输结构7a，并包括围绕中心轴线R分布设置的多个回输通道，一个回输通道7a用于通路中的每一个，所述回输通道和通路共同形成储存口TB。优选地，这些回输通道例如每一个在转子7中形成为轴向线性通路通道。回输结构7a通向连接回输结构4a中，该连接回输结构4a在径向内侧上由凸轮轴1限定，在径向外侧上由定子3限定，在这种情况下径向外侧由驱动轮4限定。在内燃机运转期间将通过储存口TB排出的流体供回与凸轮轴1一起旋转的相位设定器内，这大大降低了流体回输的费用，这是因为相位设定器的功能所需要的任何流体的回输也通过安装相位设定器而自动地得以确保。在外壳入口Pa附近的另一储存口TA如以上在第一示例实施例中所述地以短的路径导引回到发动机外壳2中到达低压侧。这也应用到所有示例性实施例；通过对比，新颖的是：还经由储存口TB的集成回输结构4a、7a，储存口TB在凸轮轴1外侧位于轴向更远处。连续的回输结构4a是用于储存口TA和TB二者的共同回输结构。
使用阀外壳10在轴向面对侧的端部密封回输结构7a还有利于相位设定器的设计构造尽可能简单。该阀外壳10如第一示例实施例中所述的那样借助于螺纹连接来连接到凸轮轴1。然而，在第三示例实施例中，螺旋头19具有另外的功能，即用作回输结构7a的密封件，从而使其轮廓可以简化，简化成例如穿过转子7的简单线性通路。储存口TB和回输结构7a之间的连接也被构造得简单，即，以在转子7的轴向面对端处的径向凹槽的形式构造。
关于第一示例性实施例进行的说明也可以其它方式应用于第三示例性实施例。
图8示出第四示例性实施例的凸轮轴相位设定器，同样地以包括凸轮轴1的旋转轴线R的纵向剖面示出。与其他的实施例不同，高压侧的流体不是简单地径向流动到控制阀，而是经由径向压力口Pr径向流动到控制阀。阀外壳10在其轴向内部轴向面对端部处是闭合的。口A到TB如第二示例性实施例中所述的那样形成。关于第一示例实施例进行的说明也可以以别的方式应用至第四示例性实施例。
附图标记列表
1 凸轮轴
1a 容纳空间
1b 隔离件
2 枢转轴承，发动机外壳
2a 相位指定器外壳
2b 盖子
3 定子
4 驱动轮
4’ 回输结构
4a 回输结构
5 叶轮
6 盖子
7 转子
7a 回输结构
8 压力室
9 压力室
10 阀外壳
11 轴向面对闭合壁
12 螺纹连接
13 锥形结构
14 弹簧单元
15 致动单元
16 线圈
17 锚固件
18 加宽外壳部分
19 螺旋头
20 阀塞
21 中空空间
22 活塞入口
23 活塞出口
24 补偿供给结构
25 耦连构件
26 凹部
27 凹部
28 加宽结构，加宽活塞部分
29 -
30 锁定件
31 紧固件
A 操作口
B 操作口
P 压力口
Pa 轴向外壳入口
Pr 径向外壳入口
R 旋转轴线，中心轴线
TA 储存口
TB 储存口

Claims (19)

1.一种包括控制阀的凸轮轴相位设定器，所述控制阀用于控制液压流体到压力室(8)的供给以及从压力室(8)的排出，所述凸轮轴相位设定器用于调节内燃机的凸轮轴(1)相对于曲轴的旋转角位置，所述控制阀包括：
a)阀外壳(10)，其包括通到所述压力室(8)的操作口(B)和通到用于流体的储罐的储存口(TB)；
b)阀塞(20)，其能够在所述阀外壳(10)中、于第一位置和第二位置之间轴向地前后被调节，并且所述阀塞(20)包括轴向中空空间(21)、用于将流体引入到所述中空空间(21)中的活塞入口(22)、以及通向所述中空空间(21)的外部的活塞出口(23)，并且在所述阀塞(20)的所述第一位置，所述活塞出口(23)连接到所述操作口(B)，而在所述阀塞(20)的所述第二位置，所述活塞出口(23)与所述操作口(B)分离；
c)致动单元(15)，其耦连到所述阀塞(20)，用于轴向地调节所述阀塞(20)；以及
d)耦连构件(25)，其穿过轴向面对闭合壁(11)突出，并将所述致动单元(15)耦连到所述阀塞(20)，其中，所述轴向面对闭合壁(11)闭合所述阀外壳(10)；
其特征在于
e)所述阀塞(20)包括径向加宽结构(28)，其中，所述阀外壳(10)的互补加宽外壳部分(18)包围所述加宽结构(28)，并且流体沿指向远离所述轴向面对闭合壁(11)的轴向方向施加到所述加宽结构(28)，从而产生轴向压力，并且
f)所述加宽结构(28)的尺寸确定为：使得尽管存在所述耦连构件(25)，但流体仍在两个轴向方向上以至少基本上相等大小的压力作用在所述阀塞(20)上。
2.根据前一权利要求所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，所述阀外壳(10)可旋转地固定连接到所述凸轮轴(1)，或者所述阀外壳(10)由所述凸轮轴形成，使得当所述凸轮轴(1)旋转时，所述控制阀与所述凸轮轴(1)一起旋转。
3.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于：所述致动单元(15)包括电磁线圈(16)和锚固件(17)，其中，所述锚固件(17)能够相对于所述线圈(16)轴向运动；所述线圈(16)可旋转地固定连接到所述内燃机的发动机外壳(2)，其中，所述发动机外壳(2)可旋转地安装所述凸轮轴(1)；所述锚固件(17)轴向地作用在所述耦连构件(25)上；并且所述耦连构件(25)能够相对于所述锚固件(17)旋转。
4.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，弹簧单元(14)在所述第一位置的方向上作用在所述阀塞(20)上，并且所述致动单元(15)在所述第二位置的方向上经由所述耦连构件(25)作用在所述阀塞(20)上。
5.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，所述加宽结构(28)形成所述阀塞(20)的朝向所述轴向面对闭合壁(11)的轴向端区域(F28)，并且所述耦连构件(25)优选地从所述端区域(F28)轴向地突出。
6.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，所述储存口(TB)在所述加宽结构(28)的背离所述轴向面对闭合壁(11)的一侧设置在所述加宽外壳部分(18)中，使得至少基本上只有所述储罐的压力被在这一侧施加到所述加宽结构(28)上。
7.根据前一权利要求所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，所述阀塞(20)包括径向凹部(27)，所述径向凹部(27)轴向地连接到所述加宽结构(28)的背离所述轴向面对闭合壁(11)的一侧，其中，所述凹部(27)优选是周向凹部，并且在所述阀塞(20)的所述第二位置所述凹部(27)将所述操作口(B)连接到所述储存口(TB)。
8.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于：设置有用于流体的另外的压力室(9)；所述压力室(8、9)其中之一在所述凸轮轴(1)向前的方向上作用，而另一个在所述凸轮轴(1)向后的方向上作用；所述阀外壳(10)包括与所述操作口(B)轴向地间隔开的另外的操作口(A)，以便将流体导引到所述另外的压力室(9)；并且在所述阀塞(20)的所述第二位置，所述活塞出口(23)连接到所述另外的操作口(A)，而在所述阀塞(20)的所述第一位置，所述活塞出口(23)与所述另外的操作口(A)分离。
9.根据前一权利要求所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，所述阀塞(20)包括径向凹部(26)，优选是周向凹部(26)，所述凹部(26)将所述阀外壳(10)的所述另外的操作口(A)连接到所述储罐，优选地连接到所述阀外壳(10)的另外的储存口(TA)，其中，在所述阀塞(20)的所述第一位置，所述另外的储存口(TA)连接到所述储罐。
10.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于：所述阀外壳(10)包括另外的操作口(A)和另外的储存口(TA)；所述阀塞出口(23)在所述阀塞(20)的所述第二位置连接到所述另外的操作口(A)，而在所述阀塞(20)的所述第一位置与所述另外的操作口(A)隔离；并且所述阀塞(20)在所述阀塞(20)的所述第一位置将所述另外的操作口(A)连接到所述另外的储存口(TA)。
11.根据前一权利要求所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，所述阀外壳(10)按照下列轴向顺序包括所述口(A，B，TA，TB)：另外的储存口(TA)、另外的操作口(A)、操作口(B)和储存口(TB)；并且优选地包括所述外壳入口(Pa；Pr)，其中，所述外壳入口(Pa；Pr)轴向地位于所述另外的储存口(TA)的前面。
12.根据前述四项权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，流体能够在回输结构(4a，7a，4’)中从所述储存口(TB)或者可选的所述另外的储存口(TA)供回到所述内燃机的发动机外壳(2)中，其中，所述回输结构(4a，7a，4’)能够与所述凸轮轴(1)一起旋转，所述发动机外壳(2)可旋转地安装所述凸轮轴(1)。
13.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，具有下列特征中至少一个特征：
(i)所述外壳入口(Pa)在所述阀外壳(10)的轴向面对侧轴向地通入所述阀外壳(10)中；
(ii)所述活塞入口(22)在所述阀塞(20)的轴向面对侧轴向地通入所述中空空间(21)中。
14.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，所述阀外壳(10)被插入到所述凸轮轴(1)的容纳空间(1a)中，并且所述阀外壳(10)螺旋地拧到所述凸轮轴(1)中，或者所述阀外壳(10)借助于紧固件(31)轴向地紧固，其中，能够螺旋地拧到所述凸轮轴(1)的张紧螺旋件优选地形成所述阀外壳(10)。
15.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，包括定子(3)和转子(7)，其中，所述定子(3)能够由所述曲轴旋转驱动，所述转子(7)可旋转地固定连接到所述凸轮轴(1)并且耦连到所述定子(3)使得转矩被传递，并且通过将该流体引入到所述压力室(8)中，能够调节所述转子(7)相对于所述定子(3)的旋转角。
16.根据前述权利要求所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，所述储存口(TB)以及还有如果被提供了的、根据权利要求9到12中任何一项的所述另外的储存口(TA)被连接到回输结构(4a，7a，4’)，其中，所述回输结构(4a，7a，4’)在包括所述定子(3)、所述转子(7)、所述控制阀和所述凸轮轴(1)的装置内延伸，并且所述回输结构(4a，7a，4’)能够与所述凸轮轴(1)一起旋转，使得优选地经由至少基本上轴向地延伸的回输结构(4a，7a，4’)，导引流体回到所述内燃机的发动机外壳(2)中，其中，所述发动机外壳(2)可旋转地安装所述凸轮轴(1)。
17.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于：设置有回输结构(4a，7a，4’)，其中，至多除了泄漏流体以外，所有流动穿过所述阀外壳(10)的流体能够穿过所述回输结构(4a，7a，4’)供回到所述内燃机的发动机外壳(2)中，其中，所述发动机外壳(2)可旋转地安装所述凸轮轴(1)；并且所述回输结构(4a，7a，4’)从所述储存口(TB)和假设根据权利要求9到12中任何一项提供了的所述另外的储存口(TA)延伸，只穿过所述凸轮轴相位设定器到达所述发动机外壳(2)。
18.根据前述权利要求中任一项与权利要求12、16和17中的任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，所述阀外壳(10)或者能够被螺旋地拧到所述凸轮轴(1)中，并且所述阀外壳(10)的螺纹头(19)闭合用于流体的所述回输结构(4a，7a)。
19.根据前述权利要求中任一项所述的凸轮轴相位设定器，其特征在于，固定地接合到所述阀外壳(10)的闭合盘形成所述轴向面对闭合壁(11)。
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Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102822456A (zh) * 2010-03-24 2012-12-12 谢夫勒科技股份两合公司 改变内燃机凸轮轴相对曲轴的相对角度位置的装置的控制阀
CN102926831A (zh) * 2012-10-30 2013-02-13 芜湖杰锋汽车动力系统有限公司 一种配气调节装置
CN103032127A (zh) * 2011-10-05 2013-04-10 斯瓦本冶炼厂汽车股份有限公司 包括结合成一体的过滤器的控制阀和包括该控制阀的凸轮轴相位调节器
CN103089363A (zh) * 2011-11-03 2013-05-08 谢夫勒科技股份两合公司 凸轮轴调整器
CN104279017A (zh) * 2013-07-03 2015-01-14 舍弗勒技术有限两合公司 用于干的带式传动件的中心阀系统的流体供应,例如油供应
CN105102774A (zh) * 2013-05-03 2015-11-25 海力达德国有限公司 液压阀和凸轮轴相位调节器
CN108223365A (zh) * 2016-12-12 2018-06-29 施瓦本冶金工程汽车有限公司 包括密封元件的液压装置
CN110832171A (zh) * 2017-09-27 2020-02-21 伊希欧1控股有限公司 具有凸轮轴相位调节器的组合件
CN110998070A (zh) * 2017-08-07 2020-04-10 黑拉有限责任两合公司 用于凸轮轴正时调节的具有内置泵的设备

Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102010064504B3 (de) 2010-03-18 2022-10-20 Volkswagen Ag Vorrichtung zur Veränderung der relativen Winkellage einer Nockenwelle gegenüber einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine
DE102010053685B4 (de) * 2010-12-08 2014-10-30 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Vorrichtung zur Verstellung der Drehwinkelposition einer Nockenwelle
DE102011076652B4 (de) 2011-05-27 2017-06-01 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Vorrichtung zur Verstellung der relativen Drehwinkelposition geschachtelter Nockenwellen
DE102012208809B4 (de) * 2012-05-25 2020-11-26 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Steuerventil eines Nockenwellenverstellers
DE102012213002A1 (de) 2012-07-24 2014-01-30 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Nockenwellen-Phasensteller mit Dichtungshülse
DE102012111033A1 (de) * 2012-11-16 2014-05-22 Hilite Germany Gmbh Schwenkmotornockenwellenversteller mit einem elektromagnetisch betätigten Hydraulikventil
DE102013209930B4 (de) * 2013-05-28 2016-01-28 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Nockenwellenverstelleinrichtung
CN103953408B (zh) * 2014-04-30 2016-08-17 桂林电子科技大学 无极可变配气定时机构
DE102014115903B4 (de) * 2014-10-31 2020-07-30 Hilite Germany Gmbh Hydraulikventil und Schwenkmotorversteller
WO2018019633A1 (de) * 2016-07-27 2018-02-01 ECO Holding 1 GmbH Kolben für eine hydraulikeinheit eines schwenkverstellers und schwenkversteller für eine nockenwelle
DE102016214914A1 (de) 2016-08-10 2018-02-15 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Partikelabscheidesystem
US10443491B1 (en) * 2018-11-07 2019-10-15 Hts Llc Opposed piston engine with serial combustion chambers

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20070169730A1 (en) * 2004-05-22 2007-07-26 Schaeffler Kg Camshaft adjuster
DE102006031517A1 (de) * 2006-07-07 2008-01-10 Schaeffler Kg Schalteinrichtung für eine druckölbetätigte Nockenwellenstellvorrichtung, sowie Montageverfahren zum Einbau derselben in eine Brennkraftmaschine
CN101300408A (zh) * 2005-11-03 2008-11-05 谢夫勒两合公司 用于可变调整内燃机换气阀控制时间的装置的控制阀
US20090020178A1 (en) * 2007-07-18 2009-01-22 Schaeffler Kg Valve part of a hydraulic control valve

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2958151B2 (ja) * 1991-04-30 1999-10-06 株式会社ユニシアジェックス 内燃機関のバルブタイミング制御装置
DE19654926C2 (de) * 1996-03-22 1999-10-14 Daimler Chrysler Ag Vorrichtung zur relativen Winkelverstellung einer Nockenwelle
DE19848706A1 (de) * 1998-10-22 2000-04-27 Schaeffler Waelzlager Ohg Vorrichtung zur Relativverdrehung einer Nockenwelle gegenüber einer diese Nockenwelle antreibenden Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine
DE19955507C2 (de) * 1999-11-18 2003-04-24 Daimler Chrysler Ag Nockenwellensteller für Brennkraftmaschinen
US7556000B2 (en) * 2002-05-21 2009-07-07 Delphi Technologies, Inc. Camshaft phaser having designated contact vane
DE10322394A1 (de) * 2003-05-12 2004-12-02 Hydraulik-Ring Gmbh Nockenwellenversteller für Verbrennungskraftmaschinen von Kraftfahrzeugen
JP2005016377A (ja) 2003-06-25 2005-01-20 Honda Motor Co Ltd 船外機
DE10346443A1 (de) 2003-10-07 2005-05-04 Daimler Chrysler Ag Hydraulischer Nockenwellenversteller für eine Brennkraftmaschine
EP1596040B1 (de) * 2004-05-14 2010-10-13 Schaeffler KG Nockenwellenversteller
JP2007032689A (ja) 2005-07-26 2007-02-08 Denso Corp スプール弁装置
DE102006022402A1 (de) * 2006-05-13 2007-12-06 Schaeffler Kg Steuerventil für einen Nockenwellenversteller
WO2008067935A2 (de) * 2006-12-04 2008-06-12 Daimler Ag Verstelleinrichtung
DE102008023583A1 (de) * 2008-05-14 2009-11-19 Daimler Ag Steuerventileinheit

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20070169730A1 (en) * 2004-05-22 2007-07-26 Schaeffler Kg Camshaft adjuster
CN101300408A (zh) * 2005-11-03 2008-11-05 谢夫勒两合公司 用于可变调整内燃机换气阀控制时间的装置的控制阀
DE102006031517A1 (de) * 2006-07-07 2008-01-10 Schaeffler Kg Schalteinrichtung für eine druckölbetätigte Nockenwellenstellvorrichtung, sowie Montageverfahren zum Einbau derselben in eine Brennkraftmaschine
US20090020178A1 (en) * 2007-07-18 2009-01-22 Schaeffler Kg Valve part of a hydraulic control valve

Cited By (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102822456A (zh) * 2010-03-24 2012-12-12 谢夫勒科技股份两合公司 改变内燃机凸轮轴相对曲轴的相对角度位置的装置的控制阀
CN103032127A (zh) * 2011-10-05 2013-04-10 斯瓦本冶炼厂汽车股份有限公司 包括结合成一体的过滤器的控制阀和包括该控制阀的凸轮轴相位调节器
CN103032127B (zh) * 2011-10-05 2016-04-20 斯瓦本冶炼厂汽车股份有限公司 一种控制阀和包括该控制阀的凸轮轴相位调节器
CN103089363A (zh) * 2011-11-03 2013-05-08 谢夫勒科技股份两合公司 凸轮轴调整器
CN103089363B (zh) * 2011-11-03 2017-04-12 舍弗勒技术股份两合公司 凸轮轴调整器
CN102926831A (zh) * 2012-10-30 2013-02-13 芜湖杰锋汽车动力系统有限公司 一种配气调节装置
CN105102774A (zh) * 2013-05-03 2015-11-25 海力达德国有限公司 液压阀和凸轮轴相位调节器
CN105102774B (zh) * 2013-05-03 2018-11-30 海力达德国有限公司 液压阀和凸轮轴相位调节器
CN104279017B (zh) * 2013-07-03 2019-06-21 舍弗勒技术股份两合公司 具有叶片式凸轮轴调节器和调节执行器的组件和驱动系统
CN104279017A (zh) * 2013-07-03 2015-01-14 舍弗勒技术有限两合公司 用于干的带式传动件的中心阀系统的流体供应,例如油供应
CN108223365A (zh) * 2016-12-12 2018-06-29 施瓦本冶金工程汽车有限公司 包括密封元件的液压装置
US10975699B2 (en) 2016-12-12 2021-04-13 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Hydraulic device comprising a sealing element
CN108223365B (zh) * 2016-12-12 2021-11-23 施瓦本冶金工程汽车有限公司 包括密封元件的液压装置
CN110998070A (zh) * 2017-08-07 2020-04-10 黑拉有限责任两合公司 用于凸轮轴正时调节的具有内置泵的设备
CN110832171A (zh) * 2017-09-27 2020-02-21 伊希欧1控股有限公司 具有凸轮轴相位调节器的组合件
CN110832171B (zh) * 2017-09-27 2021-09-10 伊希欧1控股有限公司 具有凸轮轴相位调节器的组合件

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US20110220046A1 (en) 2011-09-15
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