CN102648339B - 用于可变地调节内燃机换气阀的控制时间的设备 - Google Patents

Abstract

本发明涉及用于凸轮轴（35）的凸轮轴调节器（11），通过该凸轮轴操纵内燃机的气门（12），其中，通过该凸轮轴（35），在凸轮接近的情况下在滞后的气门打开时间方向上的滞后转矩以及在凸轮退离的情况下在提前的气门打开时间方向上的反向的提前转矩返回作用到凸轮轴调节器（11）上，其中，通过控制装置（20）能够控制压力介质的输入和排出，其中，借助于该控制装置（20）能够选择性地调整出力矩模式或者泵模式，其中，在力矩模式下主要利用凸轮轴力矩用于在第一部分腔（A）或者第二部分腔（B）中构建压力，而在泵模式下，在第一部分腔（A）或者第二部分腔（B）中的压力构建主要借助于由压力介质泵（P）提供的压力介质进行。在此，控制装置包含控制阀（101）和转动传递器（103），其中，通过控制阀（101）能够调整出所期望的调节方向以及泵模式或力矩模式，并且通过转动传递器（103）能够调整与所出现的凸轮轴力矩的适配。

Description

用于可变地调节内燃机换气阀的控制时间的设备

技术领域

本发明涉及用于可变地调节内燃机换气阀的控制时间的设备，具有液压的相位调节装置，其中，该相位调节装置能够带入与曲轴和凸轮轴的驱动连接中并且具有至少一个提前调节腔和至少一个滞后调节腔，通过压力介质管路可以向提前调节腔和滞后调节腔输入压力介质或者将压力介质从其中排出，其中，通过向调节腔的压力介质输入可以调节凸轮轴相对于曲轴的相位位置。

背景技术

在现代的内燃机中，将这些设备用于可变调节换气阀的控制时间，以便可以可变地设计在经限定的角度范围内、在最大提前定位和最大滞后定位之间的凸轮轴相对于曲轴的相位位置。为了此目的，该设备的液压相位调节装置整合到驱动系中，通过该驱动系将转矩从曲轴传递到凸轮轴上。该驱动系例如可以实现为皮带轮传动装置、链轮传动装置或齿轮传动装置。这种设备的主要特征是相位调节速度和对压力介质的需求。为了能够将相位位置优化地适配不同的行驶状况，高的相位调节速度是值得期望的。此外，在消耗降低措施的范围内要求总是更少的压力介质需求，以便能够将内燃机的压力介质泵设计得更小，或者能够在使用已调节的压力介质泵的情况下降低推送量。

这种设备例如已由EP 0806550A1公开。该设备包含以叶片式结构的相位调节装置，其具有与曲轴建立驱动连接的驱动件和抗相对转动地与凸轮轴连接的从动件。在该相位调节装置的内部构造有多个压力室，其中，多个压力室中的每个借助叶片分为两个彼此相对作用的压力腔。通过压力腔的压力介质输入或压力介质排放将叶片在压力腔的内部移动，由此进行从动件和驱动件之间的相位位置的改变。在此，相位调节所需的压力介质由内燃机的压力介质泵提供并且借助于控制阀选择性地向提前调节腔或者滞后调节腔导引。从相位调节装置中流出的压力介质被导引到压力介质存储器（内燃机的油槽）中。由此，借助于由内燃机压力介质泵提供的系统压力进行相位调节。

其它的设备例如已由US 5,107,804A公开。在该实施方式中同样以叶片式结构方式构造有相位调节装置，并且设置有多个提前调节腔或者滞后调节腔。与EP 0806550A1的不同之处在于，不是通过压力腔的由压力介质泵的压力介质加载来进行相位调节，而是充分利用了作用到凸轮轴上的交变力矩。通过凸轮到利用各一个阀弹簧预张紧的换气阀上的滚动产生该交变力矩。在此，凸轮轴的旋转运动在打开换气阀期间被制动，并且在关闭期间被加速。将这些交变力矩传递到相位调节装置上，从而周期地在滞后止挡和提前止挡的方向上用力来加载叶片。由此，交替地在提前调节腔和滞后调节腔中产生压力峰值。如果相位位置应当保持恒定，那么阻止压力介质从压力腔排出。在向更提前的控制时间的方向进行相位调节的情况下阻止压力介质从提前调节腔的排出，即使在这样的时间点，即，在这些时间点中，在提前调节腔中产生了压力峰值。如果基于交变力矩在滞后调节腔中的压力上升，那么就利用该压力，以便将压力介质从处于形成压力峰值的压力下的滞后调节腔导引到提前调节腔中。以类似方式进行在更滞后的控制时间方向上的相位调节。附加地，压力腔与压力介质泵连接，然而仅用于平衡来自相位调节装置的泄露。由此，通过压力介质从待清空的压力腔转移到在形成压力峰值的压力下待充满的压力腔来进行相位调节。

其它的设备已由US 2009/0133652A1公开。在该实施方式中，在小的交变力矩的情况下（类似于由EP 0806550A1的设备），通过提前调节腔或者滞后调节腔的由压力介质泵的压力加载，在同时压力介质从另外的压力腔排出至内燃机的油槽的情况下来进行相位调节。在高的交变力矩的情况下（类似于由US 5,107,804A的设备），利用这些交变力矩，以便将处于高的压力下的压力介质从提前调节腔（滞后调节腔）导引到滞后调节腔（提前调节腔）中。在此，从压力腔排出的压力介质被返回引导至控制阀，该控制阀控制向或者从压力腔的压力介质排出。该压力介质经由控制阀的内部的止回阀到达输入接口，该输入接口与压力介质泵连接，其中，压力介质的一部分被排出到内燃机的压力介质存储器中。

EP 2075421A1公开了一种针对凸轮轴调节器的阀。该阀包含阀活塞，该阀活塞可转动地布置在阀壳体中。如此地布置压力油的输入和排出，即，通过阀活塞的位置可以向调节腔和向锁定机构导引压力油。在此，锁定装置不仅可以在凸轮轴调节器的端部位置中、即在滞后位置或提前位置内的止挡处被激活，而且也可以在中间位置中被激活。由此使得中间位置锁定成为可能，该中间位置锁定根据马达应用的不同可以是有意义的。

DE 19850947示出用于控制内燃机的控制时间的设备，其具有至少一个驱动器具、至少一个带有凸轮的凸轮轴、至少一个可液压操纵的调节装置用于调节在驱动器具和凸轮轴之间的相对扭转角度、至少一个用于调节装置的加载的液压供应装置以及至少一个强制控制装置，通过该强制控制装置可以依赖于凸轮轴和/或凸轮的绝对扭转角度地至少短时地和/或至少部分地影响调节装置的液压加载。在此情况下，当出现通过转矩引起的压力波动（这些压力波动会在凸轮接近或者退离的情况下由凸轮轴返回作用到调节腔上）时，有针对性地然后中断向调节腔的流体连接。

US 6,186,104B1公开了一种用于内燃机的、以叶片式结构的阀时间控制设备，其中，在压力室和操控该压力室的控制阀之间接入有压力分配设备，通过该压力分配设备减弱干扰的凸轮轴力矩。为此，当出现提前转矩时，例如在滞后调节的情况下然后中断向压力室的油输入。反之，当出现滞后转矩时，在提前调节的情况下然后中断向压力室的油输入。可与DE 19850947相比较的是，基于反向的凸轮轴力矩的调节因此中断了调节装置的回摆。

发明内容

本发明的任务在于提供具有较高相位调节速度的用于可变地调节内燃机换气阀的控制时间的设备。

根据本发明，该任务通过用于凸轮轴的凸轮轴调节器来解决，通过该凸轮轴操纵内燃机的气门，其中，通过凸轮轴，在凸轮接近的情况下在滞后的气门打开时间的方向上的滞后转矩以及在凸轮退离的情况下在提前的气门打开时间方向上的反向的提前转矩返回作用到凸轮轴调节器上，

该凸轮轴调节器具有压力腔和布置在该压力腔中的调节器具，

其中，该调节器具将压力腔分为第一部分腔和第二部分腔，

其中，压力介质能够输入第一和第二部分腔或者压力介质能够从第一和第二部分腔排出，从而能够通过在第一部分腔和第二部分腔之间的压力差将调节器具运动，由此获得凸轮轴的扭转，

其中，在所述第一部分腔中的压力较高的情况下获得凸轮轴朝向提前的气门打开时间方向的扭转，并且在第二部分腔中的压力较高的情况下获得凸轮轴朝向滞后的气门打开时间方向的扭转，

并且其中，通过控制装置能够控制压力介质的输入和排出，

其中，借助于该控制装置能够选择性地调整出力矩模式或者泵模式，

其中，在力矩模式中主要利用凸轮轴力矩用于在第一部分腔或者第二部分腔中的压力构建，而在泵模式下，在第一部分腔或者第二部分腔中的压力构建主要借助于由压力介质泵提供的压力介质进行。

在现有技术中，至今针对液压凸轮轴调节遵循两种策略：一方面通过压力介质泵（通常是马达油润滑回路的油泵）提供压力介质，或者充分利用凸轮轴力矩用于生成所需的调节压力。第一策略也被称为“油压致动”（OPA），并且第二策略被称为“凸轮扭矩致动”（CTA）。现在本发明基于这样的认识，即，OPA方法和CTA方法的各自的优点可以依赖于内燃机的运行状态按照有利方式彼此结合。在其中提供了压力介质泵的高的泵压力的运行状态下按照有利方式选择泵模式（也就是OPA方法），而在低的泵压力但高的凸轮轴力矩的情况下使用力矩模式（也就是CTA方法）。在此，在CTA方法中除了充分利用凸轮轴力矩之外当然可以完全地由压力介质泵对调节提供支持，反之亦然。

在此，本发明并不局限于凸轮轴调节器的确定结构型式，因此例如可以应用叶片式调节器，在该叶片式调节器中形成了多对部分腔，其中，调节器具是分隔这些部分腔的叶片，叶片例如由转子一体式地形成或者插入该转子中。

控制装置优选包含控制阀以及布置在凸轮轴上的转动传递器，其中，压力介质能够通过控制阀和转动传递器经由在凸轮轴中的第一开口引入或排出第一部分腔并且经由在凸轮轴中的第二开口引入或排出第二部分腔，其中，在转动传递器中的开口盖部如此地布置，即，依赖于凸轮轴的转动角度释放或者截止第一开口和第二开口。

在该实施方式中，因此压力介质向部分腔的输入以及从部分腔的排出借助于控制阀、后置的转动传递器以及凸轮轴中的开口或者油道实现。在此，依赖于凸轮轴的转动角度地进行压力介质的输入或者排出。该凸轮轴的转动角度又相应于凸轮轴力矩，从而压力介质的输入和排出能够依赖于所期望的调节方向与各自的凸轮轴力矩相应地同步化。在此，根据出现的凸轮轴力矩和所期望的调节方向的不同，在转动传递器中的开口盖部释放各与待操控的部分腔相应的第一或第二开口。在此，第一和第二开口不一定非要位于与其余的凸轮轴一体构造的区域中，在这个意义下，随着凸轮轴转动的附接构件、适配器或类似物也被看做是凸轮轴。该开口盖部可以是包含凸轮轴的柱体（Zylinder）的内侧，其中，例如由槽形成凹座。在此，优选设置与第一和第二开口相应的各一个槽，并且设置一个其它的槽用于输入压力介质。这些槽在周边方向上沿着部分圆延伸，优选例如在四缸马达中沿着四分之一圆延伸。

开口盖部优选由轴瓦的内侧形成，凸轮轴支承在该轴瓦中，其中，开口盖部通过凹座如此地中断，即，在凹座的区域中释放第一开口和第二开口，而在开口盖部的区域中截止第一开口和第二开口。

进一步优选的是，第一开口和第二开口彼此在周边上以一角度间距相等地间隔并且关于开口盖部相位正确地如此布置，即，阀活塞相对于阀壳体相对转动上述角度间距导致几何形状相同的布置。

优选地，泵模式或者力矩模式能够通过在控制阀的阀壳体中布置的阀活塞的轴向移动来调节。进一步优选地，该阀壳体具有泵开口，通过该泵开口能够调节压力介质要么向第一部分腔要么向第二部分腔的输入，从而要么第一部分腔要么第二部分腔处于压力下，其中，压力介质从第一部分腔或者从第二部分腔经由阀壳体中的部分腔开口的排出是能够调整的。

因此该方案通过控制压力介质的排出而实现调节。将压力介质经由阀壳体中的泵开口向部分腔输入，其中，根据第一开口或第二开口的位置的不同，泵开口与第一部分腔或者第二部分腔相应。通过释放部分腔（该部分腔在所期望的调节方向的情况下变小），使得压力介质从该部分腔中的排出成为可能，从而通过在另外的部分腔中的压力将压力介质排出并且实现调节。

优选地，针对阀活塞的相对轴向位置能够调整出五个切换位置，其中，

在第一位置中，调整出泵模式用于按照滞后的气门打开时间调节凸轮轴，

在沿轴向紧随的第二切换位置中，调整出力矩模式用于按照滞后的气门打开时间调节凸轮轴，

在沿轴向紧随的第三切换位置中，阻止凸轮轴调节，

在沿轴向紧随的第四切换位置中，调整出力矩模式用于按照提前的气门打开时间调节凸轮轴，以及

在沿轴向紧随的第五切换位置中，调整出泵模式用于按照提前的气门打开时间调节凸轮轴。

由此，借助于这五个切换位置通常已经可以适配于各自的马达运行状况实现充分的调节。例如：当在压力介质泵的足够大的压力的情况下在第一切换位置中进行凸轮轴的滞后调节和在第五切换位置中进行提前调节时，可以在小的压力的情况下通过充分利用凸轮轴力矩在第二切换位置中进行滞后调节并且在第四切换位置中进行提前调节。中间位置（第三切换位置）可以用于阻止调节。

优选设置有锁定机构，通过该锁定机构将凸轮轴调节器机械地对抗调节而阻止在锁定位置中，其中，锁定机构能够借助于压力介质液压地解锁，并且其中，压力介质向锁定机构的输入如此地切换，即，首先在阀活塞的与按照提前的气门打开时间的调节相应的轴向切换位置中解锁锁定装置。

尤其在马达停机时需要锁定凸轮轴调节器，从而在重新起动情况下当调节器中还没有足够的油压时，不会出现能自由运动的调节器元件的震颤（klapperndes）的撞击（Anschlagen）。由此，在马达停机时通常进行按照滞后的调节并且进行借助于锁定销的锁入。在常见的设计方案中，锁定销与其中一个部分腔相应，从而在马达起动之后的足够的压力构建之后，来自部分腔的压力介质克服弹簧向回挤压可液压解锁的锁定销，进而解锁调节器。在上述方案中现在设置，压力介质向锁定装置的单独的输入如此地被切换，即，在相应于按照滞后的调节的状态期间没有压力介质经由控制阀到达锁定销。由此确保了马达起动之后锁定机构不会已经通过压力脉冲（例如通过由挤入的压力介质被推入的空气）解锁。因为在滞后的情况下调整出基本位置，所以当应当改变凸轮轴的转动位置（也就是按照提前调节）时，才解锁调节器。为此，将阀活塞沿轴向由基本位置运动。通过如下方式，即，所述输入优选与在凸轮轴中的锁定开口相应（这些锁定开口在轴向方向上在如第二开口那样的相同高度上布置但是在周边方向上与第二开口间隔地布置），现在可以实现，首先在按照提前的切换定位中释放所述输入，进而压力介质到达锁定销。进一步优选的是，为此在周边方向上，在各两个第二开口之间布置有两个锁定开口。

附图说明

由以下说明以及由简单示出本发明实施例的附图得到本发明的其他特征。图中：

图1仅非常示意性地示出内燃机；

图2示出控制阀的示意图；

图3示出阀活塞和阀壳体；

图4示出依赖于凸轮轴转动角度的凸轮轴力矩的视图；

图5至图14示出在OPA方法中各种不同切换位置的示意图；

图15示出在OPA方法中依赖于切换位置的在各种不同控制棱边上的流量变化的视图；

图16示出在OPA方法中依赖于切换位置的控制棱边打开的视图；

图17至图20示出在CTA方法中各种不同切换位置的示意图；

图21示出在CTA方法中依赖于切换位置的在各种不同控制棱边上的流量变化的视图；

图22示出在CTA方法中依赖于切换位置的控制棱边打开的视图；

图23示出控制装置的第一变形方案，其具有转动传递器、控制阀和凸轮轴；

图24至图28示出在第一变形方案中借助于转动传递器、凸轮轴和控制阀依赖于凸轮轴力矩地控制压力介质的示意图；

图29至图29c示出控制装置的第二变形方案，其具有转动传递器、控制阀和包含锁定机构的凸轮轴；

图30至图35示出在第二变形方案中借助于转动传递器、凸轮轴和控制阀依赖于凸轮轴力矩地控制压力介质的示意图；

图36示出针对五个切换位置的示意性液压切换图。

具体实施方式

图1中示意出内燃机1，其中，表示出在气缸4中坐落到曲轴2上的活塞3。在所示的实施方式中，曲轴2通过各一个牵引工具传动装置5与进气凸轮轴6或者排气凸轮轴7连接，其中，第一和第二凸轮轴调节器11可以为了可变地调节内燃机1的换气阀9、10的控制时间而引起曲轴2与凸轮轴6、7之间的相对转动。凸轮轴6、7的凸轮8操纵一个或多个进气换气阀9或者一个或多个排气换气阀10。进气换气阀9和排气换气阀10以下简称气门12。同样可以设置，仅其中一个凸轮轴6、7配备有设备11，或者仅设置有一个设有凸轮轴调节器11的凸轮轴6、7。以下结合术语凸轮轴35总结进气凸轮轴6和排气凸轮轴7。

图2中以示意图示出控制装置20。控制装置20包含阀壳体29和布置在其中的阀活塞27。在所示举例中，控制阀20用一个端部布置在凸轮轴35中。在那里，复位弹簧31作用到阀活塞27上。复位弹簧31通过实施为滚动轴承的轴向支承装置33支承。阀活塞27在其背离凸轮轴35的端部与磁活塞23连接，该磁活塞23可以通过电磁体21沿轴向运动。抗扭转装置25如此地将磁活塞23与阀活塞27连接，即，其不可扭转。当然也可以设想，随着相应变化的环境配置，进行通过阀壳体29的轴向运动以及进行通过阀活塞27的转动运动。

图3以立体图示出阀活塞27和阀壳体29。阀壳体29具有绕其周边分布的多个第一开口41。与第一开口41沿轴向错开地大约在阀壳体29的中间布置有绕周边分布的多个第三开口45。也沿轴向错开跟随的然后是多个第二开口43，这些第二开口沿周边方向布置在如第一开口41那样的相同的定位中。将阀活塞27转动正确地插入空心的阀壳体29中。阀活塞27在其表面53上具有开口盖部51，该开口盖部51由表面53的沿径向升高的部分形成。开口盖部在阀活塞27的一个轴向端部上具有第一部分盖部51A，并且在对置的端部上具有第二部分盖部51B。这两个部分盖部51A、51B呈冠状构造，也就是说它们形成具有各自的外边缘BT、AT的绕表面53的环。第一部分盖部51A的外边缘BT同时形成阀活塞27的一个轴向端部，而第二部分盖部51B的外边缘AT同时形成阀活塞27的另一轴向端部。部分盖部51A、51B的各沿轴向指向到表面53的中间的内边缘PB、PA以呈矩形的方式呈锯齿状。在此，部分盖部51A、51B的各一个冠形齿52在周边方向上如此地定向，即，它们位于另一部分盖部51B、51A的两个冠形齿52之间，但是其中，在内边缘PB、PA之间存在轴向间距。

阀活塞27现在转动正确地布置在阀壳体29内，从而使得开口盖部51在各个正确的相位位置释放或者截止第一开口41和第二开口43。因此，控制向压力腔的部分腔的压力介质输入，进而也控制凸轮轴的相位位置的调节。之后会对此进行详细阐释。

图4以四缸马达为例，相对于在x方向上表示的凸轮轴转动位置在y方向上示出凸轮轴力矩分布。在此，不考虑在相同转速情况下的由凸轮轴的摩擦得到的恒定的转矩。大于零的凸轮轴力矩相应于在提前调节的方向上的力矩，也就是说在该方向上会出现气门12的较提前打开。小于零的凸轮轴力矩相应于在滞后调节的方向上的力矩，也就是说在该方向上会出现气门12的较滞后打开。可以看出，凸轮轴力矩依赖于凸轮轴的转动位置具有大约正弦型分布。在各固定的角度位置中会出现提前转矩，与滞后转矩交替。现在有针对性地在调节凸轮轴时将对此加以充分利用。

图5中如此地示意性表示用于调节凸轮轴的切换位置，即，在一个平面内展开示出阀活塞27的开口盖部51。由此针对第一部分盖部51A得到具有内棱边PB和直的外棱边BT的矩形轮廓。对置地于是示出具有内棱边PA和外棱边AT的第二部分盖部51B。在外棱边AT上，阀活塞27与复位弹簧31连接，该复位弹簧将阀活塞27压向未示出的磁体21。

此外还示意性示出第一开口41和第二开口43，它们怎样相应于阀壳体29相对于阀活塞27的轴向位置和转动位置相对开口盖部51布置。第一开口41与第二部分腔B相应，并且第二开口43与第一部分腔A相应。部分腔A、B由形成调节器具67的叶片67分隔，该叶片将压力腔69分为部分腔A、B。叶片67与凸轮轴调节器11的转子65连接。压力腔69在凸轮轴调节器11的定子63中形成。第一油道71通向第一部分腔A，第二油道73通向第二部分腔B。在此，仅示出凸轮轴调节器11的截段。凸轮轴调节器11实施成叶片式调节器并且具有多个压力腔、部分腔、叶片和输入通道，它们在此为了概览性起见并未示出。根据图5的示例发生在气门12的滞后打开时间方向上的凸轮轴调节：压力油被输入给第二部分腔B并从第一部分腔A排出。为此，在此处所示的切换位置中，第一部分盖部51A通过内棱边PB在很大程度上释放第一开口41，从而使得压力油从泵P经由在阀壳体29中的第三开口45到达第二部分腔B。同时，通过第二部分盖部51B的外棱边AT略微打开第二开口43，从而使得油可以从第一部分腔A被输出到油箱T中。在部分腔A、B之间如此产生的压力差导致沿转动方向向左到叶片67上进而到转子65上的力。转子65与凸轮轴35连接。由此，出现凸轮轴35在方向“滞后”上的扭转。

通过第一开口41的较宽释放实现强烈的去节流，由此显著降低吸入空气的危险。利用较小释放向油箱的第二开口43来调节排出控制。

图5在阀活塞27和阀壳体的第一和第二开口41、43的示意图的右边示出凸轮轴力矩的依赖于凸轮轴35的转动角度的、由图4已知的分布。现在阀壳体29进而第一和第二开口41、43以经限定的方式相对于该凸轮轴分布转动，如通过相对位置（Gegenüberstellung）示出的那样。由此，第一和第二开口在图5中恰好与滞后凸轮轴力矩是同步的。这导致，第二开口43获得了在滞后调节的方向上的压力峰值，由此，处于第一部分腔A中的油可以被快速推出。附加地，泵P的油压通过宽的打开的、作为强烈地去节流的第一开口41作用到第二部分腔B中。作为结果获得了凸轮轴35的非常快速的调节。以相应方式也实现在提前方向上的快速调节。

图6示出对应于图5的视图，然而现在第一和第二开口41、43相对于开口盖部51扭转。时间上，这相应于提前凸轮轴转矩的出现。第一开口41通过第一部分盖部51A仅略微释放，而第二开口43为了来自泵P的压力供应而较宽打开。泵P作用到两个部分腔A、B上。在部分腔B中该泵相对提前转矩起作用，由此，基本上出现补偿并且不进行调节。部分腔A由压力介质贯穿流过并且排空到油箱T中。

图5和图6示出用于按照“滞后”的调节的切换位置，在该调节中，调节方法根据“油压致动”（缩写OPA）原理实现而且到滞后调节方向上。该切换位置因此主要地充分利用了泵的调节力并且在那里凸轮轴力矩仅仅是支持性的，通过阀活塞27的所示的轴向位置来实现该切换位置。借助于磁体21调节轴向切换位置。在所示的示例中，这是基本位置，电磁体21未通电。如已阐释的那样，在该轴向切换位置中实现了阀活塞27相对阀壳体29的不同转动位置，并且由此附加地充分利用了相应的凸轮轴力矩。图7和图8示出用于按照“提前”的调节的相应视图。在此，交换针对部分腔A、B的作用，另外相对图5和图6的阐释依据意义地适用。

图9示出中间位置，在该中间位置中，在出现滞后转矩时第二开口43完全截止。由此阻止调节。相应地，图10中示出在出现提前转矩时的第一开口41的完全截止。由此，图9和图10描述了阀活塞27的一种轴向切换位置，在该轴向切换位置中阻止了凸轮轴35的调节，该凸轮轴因此在相对于曲轴的给定的相对角度位置的情况下应当被保持。

图5至图10说明了多个切换位置，在这些切换位置中提供了泵P的较高的压力，即，通常内燃机在高转速下的运行状态。然而如果现在所提供的泵P压力应当是不高的，尤其是要明显低于通过凸轮轴力矩所施加的压力，那么可以通过选择其他切换位置来调节适配的OPA方法。这将结合图11至图14说明。

图11相应于图5。也就是应当在“滞后”方向上调节。在此，滞后转矩有利于调节。在图12中，在出现提前转矩时清楚示出，基于阀活塞27的相对图6发生变化的轴向定位，出现第一开口41的完全覆盖。也就是说在图6中在略微打开第一开口41的情况下还提供了高的泵压力用于补偿提前转矩，而在低的泵压力的情况下，该提前转矩通过完全截止第一开口41被减弱。图13和图14再次示出在按照“提前”的调节的情况下的相应视图。

到现在所示的切换位置可以总结如下：提供了两种OPA调节方法，一种方法用在低的泵压力情况下，并且一种方法用在高的泵压力情况下。这些轴向切换位置可以被缩写如下：

切换位置I：高的泵压力，按照滞后调节，图5、图6

切换位置II：低的泵压力，按照滞后调节，图11、图12

切换位置III：已阻止的调节，图9、图10

切换位置IV：低的泵压力，按照提前调节，图13、图14

切换位置V：高的泵压力，按照提前调节，图7、图8

该可调节性的优点尤其在于，通过这种可调节性，在泵压力高并且力矩与所期望的调节方向相反作用的情况下不完全封闭到各自的部分腔A、B的输入开口41或者43，由此，尽管存在相反作用的凸轮轴力矩，但还是可以利用与较弱的凸轮轴力矩相比较高的泵功率进行调节。也就是说，也可以充分利用在其中出现相反作用的凸轮轴力矩的时间用于调节，由此获得快速的调节。但是如果泵功率低于凸轮轴力矩，那么相反作用的力矩借助于完全封闭的开口41或者43减弱，从而不会出现反调节。

图15中示出压力介质在各自的内棱边和外棱边PA、PB、BT、AT上的流量怎样依赖于切换位置改变。在此，虚线示出具有按照提前的凸轮轴力矩的时间分布并且实线示出在按照滞后的凸轮轴力矩的情况下的分布。作为示例阐释针对第一部分盖部51A的内棱边PB的线：在按照滞后的凸轮轴力矩的情况下，在内棱边PB上的流量相对所有的轴向位置处于高位，而该流量在按照提前的力矩的情况下从切换位置I直至切换位置II和随后的切换位置快速降至零。

图16针对切换位置I至V，示意性示出从各个内棱边PB、PA和外棱边BT、AT观察的开口41、43依赖于切换位置I至V和调节方向的打开程度。完全画有阴影的区域相应于完全截止的开口41、43，完全白色的区域相应于完全打开的开口41、43，并且部分画有阴影的区域相应于部分截止的开口41、43。

目前的实施方式涉及一种调节方法，其中，主要借助于由泵P提供的压力来调节，并且其中，通过凸轮轴力矩生成的压力在适当的切换位置中支持地起作用。以下除了这种泵模式之外现在要说明力矩模式，在该力矩模式中，主要利用通过凸轮轴力矩生成的压力峰值来调节，而由泵P提供的压力必要时支持该调节。

在图17中选择相应于图5至图14的视图，以便阐释借助充分利用滞后转矩进行的按照滞后的调节。在这里，开口盖部51如此地借助阀活塞27的轴向定位来调节，即，在出现滞后转矩时，获得两个部分腔A和B通过第一和第二开口41、43的连接。在此，第一开口41宽地打开，从而再次获得强烈的去节流，进而吸入空气的风险小。第二开口43很小地打开，以便调节由第一部分腔A出来的排出控制。现在通过按照滞后转动的凸轮轴力矩构建出压力峰值，该压力峰值通过第一和第二开口41、43的各种不同的打开比例在第一部分腔A中产生比之在第二部分腔B中更高的压力，并且由此在油从第一部分腔A挤压到第二部分腔B中的情况下造成了叶片67的移动，进而造成了凸轮轴35的按照滞后的调节。从泵P经由第三开口45进入的油支持了该调节并且补偿了泄漏损失。

图18示出与图17相同的轴向切换位置，在此，仅在阀活塞27和阀壳体29之间的相对转动位置改变，这是因为现在凸轮轴35处于其中出现提前转矩的转动定位中。因为还要继续进行按照滞后的调节（阀活塞27的未改变的轴向位置），所以必须使得该提前力矩在其调节作用方面减弱。为此，第一部分盖部51A完全截止第一开口41。由此，油不能从第二部分腔B漏出，并且不进行调节。该完全截止阻止了回摆。通过完全打开的第二开口43进而强烈地去节流，泵P将不介入调节（verstellneutral）的油泵入第一部分腔A中。由此阻止吸入空气。

图19和图20示出相应于图18和图19的调节，仅针对反向的按照提前的调节方向。

现在可以通过如下方式构建切换位置的特别有利的顺序，即，如下地选择沿轴向彼此跟随的切换位置：

切换位置I：泵模式（OPA），按照滞后调节，图5、图6

切换位置II：力矩模式（CTA），按照提前调节，图19、图20

切换位置III：已阻止的调节，图9、图10

切换位置IV：力矩模式（CTA），按照滞后调节，图17、图18

切换位置V：泵模式（OPA），按照提前调节，图7、图8

由此可能的是，根据存在要么泵P的起主导作用的压力要么起主导作用的凸轮轴力矩，针对凸轮轴调节要么调整出泵模式要么调整出力矩模式。图21中针对切换位置的该顺序再次示出，压力介质在各自的控制棱边（即内棱边和外棱边PA、PB、AT、BT）上的流量怎样依赖于阀活塞27和阀壳体29的轴向定位（即切换位置I至V）改变。

图22针对切换位置I至V，示意性示出从各个内棱边PB、PA和外棱边BT、AT观察的开口41、43依赖于切换位置I至V和调节方向的打开程度。完全画有阴影的区域相应于完全截止的开口41、43，完全白色的区域相应于完全打开的开口41、43，并且部分画有阴影的区域相应于部分截止的开口41、43。

目前的多个视图和示例涉及一种变型方案，其尤其适用于所谓的中央阀实施方式，也就是说，用于控制压力介质相对部分腔的输入和输出的控制阀居中地布置在凸轮轴中。以下示出一种变型方案，其中，控制阀布置在凸轮轴外面并且与转动传递器共同作用，该转动传递器与控制阀和凸轮轴一起控制用于控制压力介质相对部分腔的输入和输出的控制装置20。在此情况下，转动传递器承担适配各自的凸轮轴力矩的功能，而通过控制阀调节针对提前调节、滞后调节或者保持的调节。这例如可以通过以下实施方式来实现：

图23示出处于已拆分状态中的凸轮轴35并且以立体图示出实施为用于凸轮轴35的轴瓦的转动传递器。此外还以纵剖图示出控制阀101。凸轮轴35具有同心的内通道，该内通道如所示那样时而与第一部分腔A相应，时而与第二部分腔A相应。与第一部分腔A相应的第一开口41和与第二部分腔B相应的第二开口43从外部通过凸轮轴壁向该内通道引导。在已装入状态下，转动传递器103在虚线范围内围绕凸轮轴35。在转动传递器103的内侧上布置有开口盖部51，其形成中断的、沿径向内置的支承面。该支承面由凹座105中断。开口盖部51例如可以是铣切出的，或者通过例如焊接的衬层（Einlage）形成。现在依赖于可转动的凸轮轴35和不转动的转动传递器103的转动角度，通过开口盖部51覆盖或者释放第一开口41和第二开口43。因为凸轮轴35的转动位置与凸轮轴力矩是同步的，所以可以由此通过第一开口41和第二开口43调节压力介质的输入和排出，进而可以依赖于起作用的凸轮轴力矩调节压力介质到部分腔A、B中的输入和排出。

控制阀101的以纵剖图形式的视图示出在阀壳体29中的向泵开口109P和部分腔开口109A、109B的配属。这些开口通过布置在阀壳体29中、可沿轴向移动的阀活塞27释放和封闭，也就是通过在部分腔开口109A、109B情况下的控制棱边KAT、KPA、KBT、KPB和在泵开口109P的情况下通过控制棱边P1、P2、P3、P4。这些控制棱边通过凸出部或者凸起在阀活塞27的柱体形表面上形成，其中，一个凸出部或者凸起各具有一对控制棱边。相对现有技术中通过其进行凸轮轴调节的传统液压控制的阀实施方式，在本实施方式中尤其具有附加的控制棱边P1、P2、P3、P4的特殊性。现在在与凸轮轴35中的第一和第二开口41、43以及与转动传递器103中的开口盖部51共同作用中可以依赖于马达运行状态、尤其是依赖于马达油压和凸轮轴力矩强度来调整各种不同的切换位置。这在以下附图中被详细阐释。

图24至图28针对转动传递器103在图23中所示的变型方案，示出依赖于凸轮轴力矩地借助转动传递器、凸轮轴和控制阀的控制压力介质的示意图。在上方区域中又示出控制阀101的纵剖图。控制阀101的阀活塞27在其轴向位置中通过磁体21被确定。在此，百分比示出电磁体21的通电程度，进而示出阀活塞27的轴向移动程度。以下示出在100%、75%、50%、25%和0%通电情况下的5个切换位置。当然此处针对通电的另外的值也是可行的。在控制阀101下方左侧地示意示出如已经在较早的附图中那样的、具有部分腔A、B的凸轮轴调节器11的定子和转子。在右侧旁边示出穿过凸轮轴35和绕其布置的转动传递器103的一部分的纵剖图，该剖面穿过第一和第二开口41、43。在其下方以在周边方向上展开的形状示意性示出该区域，从而可以看到开口盖部51与第一和第二开口41、43的相叠。为此，在同步视图中，在其右侧示出凸轮轴力矩分布和该凸轮轴力矩按照提前或滞后的取向。

现在，图24示出在电磁体21是100%通电的情况下进而在阀活塞27的第一轴向定位的情况下的第一切换位置。该切换位置相应于在滞后方向上的调节，其中，与转动传递器103和凸轮轴35的相对转动位置相应地调整针对按照滞后的凸轮轴力矩的角度位置。虚线和点线示意性示出压力介质的流动方向。压力介质经由在阀壳体29中的泵开口109P通过第二开口43进入第二部分腔B中。同时，将由第一部分腔A的压力介质经由第一开口41和部分腔开口109A导出至油箱。经由控制边缘P1、P2和KAT释放的开口的横截面在此很大，也就是说获得强烈的去节流。这一方面阻止了有害的空气吸取，并且另一方面使得快速调节成为可能。图25中示出如图24中那样的相应的视图，仅凸轮轴35的转动位置现在如此地已改变，即，出现提前转矩。与滞后转矩（其在图24中支持按照滞后的调节方向）不同，提前转矩导致反向于所期望的调节指向的力，并且由此导致延迟。这将通过如下方式被阻止，即，现在第二部分腔B的排出通过控制边缘P4封闭，并且由此不能进行调节，这是因为没有压力介质能够从部分腔B排挤出来。

图24和图25的切换位置因此相应于滞后调节，具体而言是在泵模式下，这是因为主要利用由泵P提供的压力介质的压力来调节。然而如果现在存在一种运行状态，其中，压力很低并且不足以进行快速调节，那么可以将阀活塞27运动到其下一个轴向位置中，在该轴向位置中调整出针对按照滞后的调节的力矩模式。这将结合图26和图27阐释。

图26和图27示出相应于图24和图25的视图，其中，电磁体现在仅还通电75%，并且由此阀活塞27在朝向磁体21的方向上占据新的轴向切换位置。该切换位置同样造成滞后调节。然而在出现滞后转矩的情况下获得部分腔A、B的连接，从而通过该滞后转矩在第一部分腔A中构建压力，由此将压力介质从第一部分腔A推入第二部分腔B中。这导致所期望的调节。然而在出现提前转矩时，由第二部分腔B的排出再次截止，从而不能进行调节。图28为此示出相应于图27的视图，然而现在出现提前转矩。

图28中示出在电磁体21通电50%时的切换位置。在该切换位置中保持凸轮轴35的角度位置，也就是说不进行调节。如图28中所示，这通过如下方式实现，即，在出现滞后转矩时截止由第一部分腔A的排出。在出现提前转矩时，未示出地，第一和第二开口41、43又存在这样的关系，即，截止由第二部分腔B的排出，从而在该情况下也不能调节。

相应于图24至图27，随着相应交换打开或者截止开口，在25%通电的切换位置中可以调整针对提前调节的力矩模式，并且在0%的切换位置中可以调整针对提前调节的泵模式。由此，通过简单选择阀活塞27的轴向位置首次可以依赖于内燃机的运行状态调整泵模式或者力矩模式，也就是针对调节选择OPA方法或者CTA方法。由此，通过这种可适配性整体地实现特别快速的调节。此外出现各强烈的去节流，其同样保证了快速调节，而且附加地阻止了吸入空气。

图29中示出第二变型方案，其相应于图23的视图，但是其中，开口盖部51现在由三个呈槽形的凹座105界限。此外，在凸轮轴调节器11的转子65中设置有锁定机构121，该锁定机构能够构造成锁定销地，以未进一步示出的方式通过弹簧的压力锁入到定子63的锁定滑杆（Verriegelungskulisse）中。由此阻止调节。通过液压压力克服弹簧造成解锁，其中，向锁定机构121输入压力介质。现在通过单独的锁定供给管路125输入该压力介质，该锁定供给管路与凸轮轴35中的锁定开口123相应。锁定开口123在轴向上布置在与第二开口43相同的高度上但是在周边方向上与第二开口43间隔地布置。此外，在周边方向上，在各两个第二开口43之间布置有两个锁定开口123。在该变型方案中，第一开口41和第二开口43构造成沿轴向延伸的长孔。在以下附图中阐释功能。

图30至图35示出阀活塞27的各种不同的切换位置和第一和第二开口41、43以及锁定开口123与开口盖部51的相对取向。该视图相应于图24至图28的视图，但是其中，示出第一和第二开口41、43和开口盖部51以及附加的锁定机构121的所述第二变型方案。在该实施方式中，第二开口43位于左侧，并且第一开口41位于右侧。

图30示出磁体21具有0%通电的切换状态，从而调整出在在其轴向基本位置中的阀活塞27。这例如是在停机的内燃机情况下而且部分腔A、B不处于压力下。在该附图中，转子65的叶片67在左侧止挡在定子上，也就是在最大程度地按照滞后调节中。然而出于简单起见并且为了部分腔A、B的可显示性，在每个附图中不依赖于调节状态地总是示出叶片67的相同定位。该切换位置相应于滞后调节，其中，在附图30中示出出现滞后转矩的情况。在该转动位置中，第二开口43中的一个与凹座105中的一个相应，从泵P经由阀壳体29的泵开口109P向所述凹座中的一个供应压力介质。因此，也向第二部分腔B供应压力介质。压力介质从第一部分腔A的排出经由第一开口41中的一个是可能的，该第一开口与凹座105（该凹座与阀壳体的部分腔开口A连接）相应。之后，将压力介质经由通过阀活塞27在该轴向位置中释放的部分腔开口A向油箱引导。尽管该调整，但在该情况下不进行调节，因为叶片67已经在滞后止挡上了。

锁定机构121锁入在该基本位置中，从而在马达起动时不会由于随即出现的凸轮轴力矩和在部分腔A、B中缺少的压力而出现干扰的震颤，因为叶片67交替地在左侧和右侧止挡在定子63上。

锁定开口123中的一个与凹座105中的一个相应，该凹座与阀壳体29的部分腔开口109B相应。然而基于阀活塞27的位置不向该部分腔开口109B供应压力或者该部分腔开口109B截止。由此马达起动之后例如通过由油推动的空气柱出现的压力上升不能到达锁定机构121。不期望的解锁因此是不可能的。

图31示出与图30相应的图，仅凸轮轴35的转动位置发生变化，现在出现提前转矩。在充满的部分腔A、B情况下的连续的运行中，该提前转矩将不会造成在提前方向上的调节，因为由部分腔B的排出被阻止。也就是不会出现回摆。在无压的、经锁入的基本位置中，该调节定位同样基于锁定而保持获得。该锁定也不会解除，这是因为锁定机构121继续无压地保持。

图32示出一个切换位置，其中，阀活塞27沿轴向相应于具有最大通电的25%的磁体21的通电已进一步运动。示出出现滞后转矩的情况。该切换定位相应于力矩模式，而相对图30和图31所讨论的切换位置相应于泵模式。阀活塞27释放部分腔开口109A与泵开口109P的连接。泵开口109P与第二部分腔B相应，而部分腔开口109A与第一部分腔A相应。由此以在一定程度上短路的方式建立了部分腔A、B的连接。

在充满的部分腔A、B情况下的连续运行中，适用如下情况：在出现滞后转矩时，也就是到所期望的调节方向上的力矩时，叶片67施加压力到第一部分腔A上，并且通过压力介质从第一部分腔A移动到第二部分腔B中而在滞后方向上被移动。图33中示出在出现提前转矩时的转动位置。第二部分腔B通过阀活塞27的位置截止，从而不能推出压力介质。由此，提前转矩的作用到第二部分腔B上的压力不会导致调节。

在马达起动后不久，在未充满的部分腔A、B的情况下，锁定机构12还是锁入的并且也通过如在0%切换位置中那样的阻止仍然保持无压，也就是说，该锁定机构保持锁入并且调节保持阻止。

图34示出相应于图30至图33的图，其中，调整出在75%时的阀活塞27的轴向切换位置。这又是力矩模式的调整，然而现在针对在提前方向上的调节。利用相应的交换，适用与图32和33所述的用于在充分利用凸轮轴力矩情况下的调节相同的机构，除了如下事实之外，即，现在锁定机构121得到压力，这是因为阀壳体29的部分腔开口109B现在由阀活塞27释放，并且由此压力介质到达锁定机构121。由此，锁定机构121克服其弹簧被退回并且解锁。现在当出现提前转矩时，调节是可行的，这在图35中示出。然而马达起动之后，仅当压力足够大时才发生锁定机构121的释放，从而不会出现不期望的解锁。

未详细示出在100%通电时的轴向切换位置，该轴向切换位置如利用图30和图31所描述的那样相应于用于提前调节的泵模式并且类似地如泵模式的滞后调节那样起作用。在图36中所示的液压切换图中可以概括五个轴向切换位置和依赖于凸轮轴力矩的转动位置。示意性示出控制阀101，其中，以五个彼此并排排列的正方形示出阀活塞27的五个切换位置，这五个切换位置相应于磁体21的0%、25%、50%、75%和100%通电。部分腔开口109A、109B、泵开口109P以及向阀壳体29的油箱T的排出是固定的，并且可以通过作为箭头示出的各种不同连接或者作为“T”示出的封闭件占据，其中，所期望的切换位置的相应正方形向接口运动。凸轮轴35和转动传递器103的相对转动位置同样示意性地通过轴向定位移动来示出，其中，通过引导销127在呈矩形波形的引导槽129中的引导示出与凸轮轴力矩的联接，并且根据出现提前转矩或者滞后转矩的不同，引导销127激活第一或者第二转动位置D1、D2。为了图示说明，引导销127和引导槽129因此只是虚构的。两个转动位置D1、D2在两个彼此并排的矩形中示出，并且如所述地转变为轴向移动，以便可以更好地示出切换逻辑。也在此，箭头于是示出各彼此连接的接口。该图因此恰好示出提前转矩的出现（引导销127在引导槽129的右侧连续的槽部分中）和在泵模式中的滞后调节。第二部分腔B针对排出截止，即，不调节。随着滞后转矩的出现将激活转动位置D2，由此将压力给到第二部分腔B上，并且同时向油箱打开第一部分腔A。之后，进行按照滞后的调节。

附图标记列表

1              内燃机

2              曲轴

3              活塞

4              气缸

5              牵引工具传动装置

6              进气凸轮轴

7              排气凸轮轴

8              凸轮

9              进气换气阀

10             排气换气阀

11             凸轮轴调节器

12             气门

20             控制装置

21             磁体

23             磁活塞

25             抗扭转装置

27             阀活塞

29             阀壳体

31             复位弹簧

33             轴向支承装置

35             凸轮轴

41             第一开口

43             第二开口

45             第三开口

51             开口盖部

51A            第一部分盖部

51B            第二部分盖部

52             冠形齿

53             阀活塞表面

63                        定子

65                        转子

67                        叶片

69                        压力腔

71                        第一油道

73                        第二油道

101                       控制阀

103                       转动传递器

105                       凹座

109P                      泵开口

109A                      向部分腔A的部分腔开口

109B                      向部分腔B的部分腔开口

121                       锁定机构

124                       锁定开口

125                       锁定供给管路

127                       引导销

129                       引导槽

A                         第一部分腔

B                         第二部分腔

P                         压力介质泵

T                         油箱

PA                        第二部分盖部51B的内边缘

PB                        第一部分盖部51A的内边缘

AT                        第二部分盖部51B的外边缘

BT                        第一部分盖部51A的外边缘

P1、P2、P3、P4            泵控制棱边

KAT、KPA、KBT、KBA        部分腔控制棱边

D1、D2                    转动位置

Claims (9)

1.用于凸轮轴（35）的凸轮轴调节器（11），通过所述凸轮轴操纵内燃机的气门（12），其中，通过所述凸轮轴（35），在凸轮接近的情况下在滞后的气门打开时间方向上的滞后转矩以及在凸轮退离的情况下在提前的气门打开时间方向上的反向的提前转矩返回作用到所述凸轮轴调节器（11）上，所述凸轮轴调节器

·具有压力腔（69）和布置在所述压力腔（69）中的调节器具（67），

·其中，所述调节器具（67）将所述压力腔（69）分为第一部分腔（A）和第二部分腔（B），

·其中，压力介质能够输入所述第一部分腔（A）和所述第二部分腔（B），或者压力介质能够从所述第一部分腔（A）和所述第二部分腔（B）排出，

·从而，所述调节器具（67）能够由于在所述第一部分腔（A）和所述第二部分腔（B）之间的压力差而运动，由此获得所述凸轮轴（35）的扭转，

·其中，在所述第一部分腔（A）中的压力较高的情况下，获得所述凸轮轴（35）朝向提前的气门打开时间方向的扭转，并且在所述第二部分腔（B）中的压力较高的情况下，获得所述凸轮轴（35）朝向滞后的气门打开时间方向的扭转，

·并且其中，通过控制装置（20）能够控制压力介质的输入和排出，

其特征在于，

·借助于所述控制装置（20）能够选择性地调整出力矩模式或者泵模式，

·其中，在所述力矩模式下主要利用凸轮轴力矩用于在所述第一部分腔（A）或者所述第二部分腔（B）中的压力构建，

·而在所述泵模式下，在所述第一部分腔（A）或者在所述第二部分腔（B）中的所述压力构建主要借助于由压力介质泵（P）提供的压力介质进行；

其中，所述控制装置（20）包含控制阀（101）以及布置在所述凸轮轴（35）上的转动传递器（103）；其中，压力介质能够通过所述控制阀（101）和所述转动传递器经由在所述凸轮轴（35）中的多个第一开口（41）引入或排出所述第一部分腔（A）并且经由在所述凸轮轴（35）中的多个第二开口（43）引入或者排出所述第二部分腔（B）；其中，开口盖部（51）布置在所述转动传递器（103）中，使得依赖于所述凸轮轴（35）的转动角度释放或者截止所述第一开口（41）和所述第二开口（43）。

2.根据权利要求1所述的凸轮轴调节器（11），其中，所述开口盖部（51）由轴瓦的内侧形成，所述凸轮轴（35）支承在所述轴瓦中；其中，所述开口盖部（51）被凹座（105）中断，使得在所述凹座（105）的区域中释放所述第一开口（41）和所述第二开口（43），而在所述开口盖部（51）的区域中截止所述第一开口（41）和所述第二开口（43）。

3.根据权利要求1所述的凸轮轴调节器（11），其中，所述泵模式或者所述力矩模式能够通过布置在所述控制阀（101）的阀壳体（29）中的阀活塞（27）的轴向移动而调整。

4.根据权利要求3所述的凸轮轴调节器（11），其中，所述阀壳体（29）具有泵开口（109P），通过所述泵开口能够调整压力介质要么向所述第一部分腔（A）要么向所述第二部分腔（B）的输入，从而使得要么所述第一部分腔（A）要么所述第二部分腔（B）处于压力下；其中，能够调整压力介质从所述第一部分腔（A）或者所述第二部分腔（B）经由在所述阀壳体中的部分腔开口（109A、109B）的排出。

5.根据权利要求4所述的凸轮轴调节器（11），其中，所述阀活塞（27）沿轴向彼此间隔地具有两对部分腔控制棱边（KAT、KPA、KBT、KPB），使得通过这些部分腔控制棱边（KAT、KPA、KBT、KPB），所述部分腔开口（109A、109B）能够通过所述阀活塞（27）的轴向位置而释放或者封闭；其中，附加地沿轴向在所述部分腔控制棱边之间构造有两对泵控制棱边（P1、P2、P3、P4），通过所述泵控制棱边能够控制压力介质从压力介质泵（P）经由所述泵开口（109P）的流入。

6.根据权利要求3所述的凸轮轴调节器（11），其中，针对所述阀活塞（27）的相对轴向位置能够调整出五个切换位置，其中，

·在第一位置中，调整出所述泵模式用于按照滞后的气门打开时间调节所述凸轮轴（35），

·在沿轴向紧随的第二切换位置中，调整出所述力矩模式用于按照滞后的气门打开时间调节所述凸轮轴（35），

·在沿轴向紧随的第三切换位置中，阻止了凸轮轴调节，

·在沿轴向紧随的第四切换位置中，调整出所述力矩模式用于按照提前的气门打开时间调节所述凸轮轴（35），以及

·在沿轴向紧随的第五切换位置中，调整出所述泵模式用于按照提前的气门打开时间调节所述凸轮轴（35）。

7.根据权利要求3所述的凸轮轴调节器（11），其中，设置有锁定机构（121），通过所述锁定机构将所述凸轮轴调节器（11）机械地对抗调节地阻止在锁定位置中；其中，所述锁定机构（121）能够借助于压力介质液压地解锁；并且其中，压力介质向所述锁定机构（121）的输入如此地切换，即，首先在所述阀活塞（27）的与按照提前的气门打开时间的调节相应的轴向切换位置中解锁所述锁定机构（121）。

8.根据权利要求6所述的凸轮轴调节器（11），其中，所述输入与在所述凸轮轴（35）中的锁定开口（123）相对应，所述锁定开口在轴向方向上布置在与所述第二开口（43）相同的高度上但是在周边方向上与所述第二开口（43）间隔地布置。

9.根据权利要求7所述的凸轮轴调节器（11），其中，在周边方向上，在各两个所述第二开口（43）之间布置有两个锁定开口（123）。