DE102017100024B3

DE102017100024B3 - Fliehkraftkompensiertes Schaltventil

Info

Publication number: DE102017100024B3
Application number: DE102017100024.0A
Authority: DE
Inventors: Karsten Wittek; Frank Geiger
Original assignee: Hochschule Heilbronn Technik Wirtsch Informatik; HOCHSCHULE HEILBRONN TECHNIK WIRTSCHAFT INFORMATIK
Current assignee: HOCHSCHULE HEILBRONN, DE
Priority date: 2017-01-02
Filing date: 2017-01-02
Publication date: 2018-05-24
Anticipated expiration: 2037-01-03

Abstract

Es wird ein Vorsteuerventil vorgeschlagen, das in rotierenden Bauteilen, wie zum Beispiel einer Kurbelwelle, eingesetzt werden kann, und das unabhängig von der Drehzahl des rotierenden Bauteils arbeitet.

Description

Die Erfindung betrifft ein fluiddruckbetätigtes Schaltventil, welches in bewegten Bauteilen beispielsweise von Hubkolbenmaschinen (im Folgenden als Motor bezeichnet) zur Steuerung von Fluidströmen eingesetzt werden kann.
Ein möglicher Anwendungsfall sind Verbrennungs-Motoren mit variablen Triebwerkskomponenten zur Darstellung eines variablen Verdichtungsverhältnisses. Solche Triebwerkskomponenten sind bekannt. Beispielsweise werden in der DE 10 2013 225 063 A1 und in der DE 10 2005 055 199 A1 längenvariable Pleuelstangen beschrieben, welche ein hydraulisches System zur Abstützung der Pleuelstangenkraft und zur Variation der Pleuellänge aufweisen. Dieses hydraulische System, im Folgenden als hydraulische Abstützung bezeichnet, enthält ein Schaltventil, welches sich auf dem Pleuel befindet. Es wird im Folgenden als Hauptschaltventil bezeichnet. Das fluiddruckbetätigte Schaltventil der vorliegenden Erfindung kann dazu eingesetzt werden, das Hauptschaltventil des längenvariablen Pleuels zu schalten. Es wird im Folgenden als Vorsteuerventil bezeichnet.
Die in der DE 10 2012 225 063 A1 und der DE 10 2005 055 199 A1 beschriebenen längenvariablen Pleuelstangen, im Folgenden als VCR-Pleuel bezeichnet, stellen vielversprechende Lösungen dar zur Realisierung der Funktion einer variablen Verdichtung. Die Abkürzung „VCR“ bezeichnet die Variabilität der Verdichtung (VCR = variable compression ratio).
Vielen variablen Triebwerkskomponenten, wie zum Beispiel den genannten VCR-Pleueln, ist gemeinsam, dass sie Schaltventile zur Steuerung von Fluidströmen aufweisen. Zur Umschaltung dieser Schaltventile sind unterschiedliche Lösungen bekannt. In der DE 10 2005 055 199 A1 wird eine mechanische Betätigung mittels Kurvenscheiben beschrieben. Weitere bekannte Ansätze zur Ventilbetätigung basieren auf (Öl-)druckbetätigten Schaltventilen. Der große Vorteil solcher Ansätze besteht darin, dass keine zusätzlichen mechanischen Teile im Motor verbaut werden müssen. Dabei kann das Schaltventil entweder mit dem vorhandenen Ölkreislauf des Motors in Fluidverbindung gebracht werden oder es sind zusätzliche Steueröldruckleitungen erforderlich.
Bei der erst genannten Möglichkeit wird der Öldruck im Motor gezielt variiert, um dadurch Ventilumschaltungen auf den bewegten variablen Triebwerkskomponenten zu bewirken. Diese Art der Betätigung stellt hinsichtlich Fertigungskosten und Anwendbarkeit in unterschiedlichen Motortypen eine sehr vorteilhafte Lösung dar.
In der DE 10 2009 048 172 A1 wird ein Kolben mit variabler Kompressionshöhe beschrieben dessen Druckräume mittels eines fluiddruckbetätigten Schaltventils verbunden bzw. verbindbar sind. Das Schaltventil ist im Kolbenbolzen angeordnet und umfasst einen fluiddruckbetätigten Ventil-Kolben. Durch Variation des an diesem Ventil-Kolben anliegenden Fluiddrucks wird die Stellung des Schaltventils beeinflusst.
Herrscht ein geringer Druck am Ventil-Kolben des Schaltventils, wird der Ventil-Kolben durch eine Druckfeder an einen ersten Anschlag gedrückt und das Ventil befindet sich in einer ersten Schaltstellung. Herrscht ein hoher Druck am Ventil-Kolben des Schaltventils, befindet sich das Ventil in einer zweiten Schaltstellung.
Aus der DE 10 2013 210 494 A1 ist eine Umschalteinrichtung für Schaltventile bekannt, die Schaltventile werden in Pleuelstangen, Hubkolbenmaschinen eingebaut.
Da überwiegend eine oszillierende Bewegung ausgeführt wird und nicht eine rotierende, sind die dynamischen Kräfte auf diese Pleuelstangen ständigen Wechseln (Beschleunigen und Verzögern) unterworfen.
In ähnlicher Weise beschreibt die DE 196 06 622 A1 ein längenverstellbares Pleuel, bei dem die zugehörige Ölhydraulik Teil der Pleuelstange ist.
Aus der DE 10 2015 001 066 B3 ist ebenfalls eine längenverstellbare Pleuelstange bekannt, bei denen die zugehörige Ölhydraulik in die Pleuelstange integriert ist.
Die DE 102 43 023 A1 beschreibt eine Kolbenmaschine, bei dem die Pleuelstange über einen Exzenterring am Hubzapfen der Kurbelwelle gelagert ist. Durch Verdrehen des Exzenterrings kann das Verdichtungsverhältnis der Kolbenmaschine während des Betriebs geändert werden.Der Schmierölversorgungsdruck, im Folgenden als Öldruck bezeichnet, am Ausgang der Schmierölpumpe ist bei modernen Verbrennungsmotoren einstellbar und wird üblicherweise kennfeldgesteuert an den jeweiligen Motorbetriebszustand angepasst. Solche als Regelölpumpen bezeichnete Pumpen gehören zum Stand der Technik. Meistens wird dabei das Fördervolumen je Umdrehung der Ölpumpenwelle variiert. Daraus resultiert im Zusammenspiel mit dem hydraulischen Widerstand des Schmierölkreislaufes des Motors eine Variation des Öldrucks. Somit ist es bei Motoren mit Regelölpumpen leicht möglich das Öldruckniveau zur Signalübertragung zu nutzen und dadurch Schaltventile zu stellen.
Nachteile des Standes der Technik
Befindet sich das zu stellende Schaltventil auf bewegten Triebwerksteilen wie Kolben oder Pleueln, entspricht der am Schaltventil anliegende Druck nicht dem Druck am Austritt der Ölpumpe. Üblicherweise wird an der Kurbelwelle über die Hauptlagerungen Öl eingebracht, welches über eine schräg verlaufende Bohrung zum Hubzapfen strömt und dort durch den Pleuellagerspalt schließlich in den Kurbelraum abströmt. Bei Motoren mit wie in der DE 10 2009 048172 A1 beschriebenen variablen Kolben wird das Öl durch eine Aufnahmenut im Pleuellager ins Pleuel geleitet und von dort aus dem öldruckbetätigten Schaltventil zugeführt. Ausgehend vom Ort der Förderung des Öls in die Kurbelwelle bis zum Schaltventil passiert das Öl Orte an denen aufgrund der dort herrschenden Beschleunigungen Trägheitskräfte auf das Öl einwirken. Daraus resultiert ein ortsabhängiger dynamischer Druckanteil. Der an einer bestimmten Stelle herrschende Druck setzt sich additiv aus dem statischen Druck an der Einleitstelle zur Kurbelwelle und dem bis dahin gebildeten dynamischen Druckanteil zusammen, wenn man die Reibungsverluste außer Acht lässt.
Der Druck am Austritt am Hubzapfen kann durch den folgenden formelmäßigen Zusammenhang berechnet werden unter Vernachlässigung von Fluidreibungseffekten sowie unter Annahme einer konstanten Winkelgeschwindigkeit: $p_{P L} = p_{H L} + \frac{1}{2} \cdot ρ_{Ö l} \cdot ω^{2} \cdot (r_{P L}^{2} - r_{H L}^{2})$
Es bedeutet:

p_HL Druck an der Eintrittsstelle zur Kurbelwelle, welche sich in einem Abstand von r_HL zur Drehachse der Kurbelwelle befindet
p_PL Druck an der Austrittsstelle am Hubzapfen, welche sich in einem Abstand von r_PL zur Drehachse der Kurbelwelle befindet
ω Winkelgeschwindigkeit der Kurbelwelle
P_Ö
l Dichte des Öls
r_HL Abstand zwischen Eintrittsstelle in den Hauptlagerzapfen und Kurbelwellendrehachse
r_PL Abstand zwischen Austrittsstelle aus dem Hubzapfen und Kurbelwellendrehachse

1 zeigt den Verlauf des Öldrucks an der Austrittsstelle am Hubzapfen als Funktion der Drehzahl, exemplarisch für folgende Parameter:

r_HL = 20 mm
r_PL = 60 mm
p_HL = 2 bar rel.
P_Ö
l = 847 kg/m³

Der Verlauf des Öldrucks im Pleuel und im Kolben unterliegt wesentlich komplexeren Gesetzmäßigkeiten. Zur Berechnung müssen numerische Verfahren angewendet werden, worauf an dieser Stelle nicht weiter eingegangen werden soll.
Es sei nun angenommen, dass sich ein Schaltventil auf dem Pleuel in unmittelbarer Nähe zum Pleuellager befindet, so dass davon auszugehen ist, dass der Öldruck am Schaltventil dem Druck an der Austrittsstelle des Pleuellagers entspricht.
Bezugnehmend auf die in 1 dargestellte Situation lassen sich folgende Schlussfolgerungen ziehen:
Wenn im gesamten Drehzahlband des Motors (im Beispiel n = 1.000 bis 7.000 min^-1) beide Schaltstellungen des Ventils definiert einstellbar sein sollen, so muss die Druckfeder am Schaltventil so stark vorgespannt werden, dass das Ventil nicht selbsttätig bei hohen Drehzahlen schaltet. D.h. für den vorliegenden Fall darf das Ventil erst bei einem Druck von 9,5 bar abheben. Dieser Druck wird im Folgenden als Schwellwert bezeichnet.
Soll das Ventil bei niedrigen Drehzahlen umgeschaltet werden, muss ein so hoher Druck an der Einleitstelle dargestellt werden, dass der Druck am Ventil ausreicht, um die Vorspannkraft am Ventil zu überwinden. Bei niedrigen Drehzahlen ist die dynamische Druckerhöhung sehr gering, so dass an der Einleitstelle ein Druck von p_HL = 9,5 bar rel. angelegt werden muss. Die Bereitstellung eines Drucks von 9,5 bar ist zwar ohne weiteres darstellbar, bedingt aber eine große Förderkapazität der Ölpumpe. Das zieht einen hohen Antriebsleistungsbedarf nach sich.
Diese Situation wird nun noch dadurch verschärft, dass der am Hauptlager angelegte Druck p_HL nicht konstant gehalten wird, sondern es wird hin zu höheren Drehzahlen üblicherweise auch ein höherer Einspeisedruck angelegt, um Ausgasungen in der Verbindungsleitung zum Hubzapfen zu vermeiden. D.h. der festzulegende Schwellwert würde dann bei noch größeren Werten liegen.
Es wird nach einer Lösung gesucht, die es erlaubt mit dem im Motor vorhandenen Schmiersystem und üblichen Druckwerten zuverlässig Ventilbetätigungen auf bewegten Triebwerksteilen im gesamten Drehzahlband sicher durchführen zu können.
Beschreibung der Erfindung
Das erfindungsgemäße Vorsteuerventil, welches zum Einbau in ein rotierendes Bauteil vorgesehen ist, hat zwei Schaltstellungen und einen Steueranschluss, einen mit der Umgebung verbundenen ersten Ausgang und mindestens einen mit einem Hauptsteuerventil verbundenen zweiten Ausgang. Das Vorsteuerventil weist außerdem ein Ventilgehäuse, einen Ventilkolben und eine Druckfeder auf, wobei der Ventilkolben in dem Ventilkolbengehäuse geführt ist und sich die Druckfeder gegen den Ventilkolben und das Ventilgehäuse abstützt, wobei der Ventilkolben in eingebautem Zustand des Vorsteuerventils radial bezüglich einer Drehachse des rotierenden Bauteils ausgerichtet ist, wobei die Druckfeder eine radial nach außen gerichtete Federkraft auf den Ventilkolben ausübt, und wobei das in dem Steueranschluss vorhandenen Medium eine der Federkraft entgegen gerichtete hydraulische Kraft auf den Ventilkolben ausübt.
Das Ventilgehäuse kann als separates Bauteil ausgeführt sein oder kann integraler Bestandteil der Kurbelwelle sein. Bei der ersten Variante ist das Vorsteuerventil ein Bauteil, das außerhalb der Kurbelwelle montiert und getestet werden kann. Die zweite Variante benötigt weniger Material und Bauraum.
Durch das erfindungsgemäße Vorsteuerventil ist es möglich, die drehzahlabhängigen Druckanteile des Steueröls durch die auf den Ventilkolben wirkenden Fliehkräfte zu kompensieren. Im Ergebnis ist es dadurch möglich, ein Vorsteuerventil bereitzustellen, dessen Schaltdrücke unabhängig von der Drehzahl sind mit der das Vorsteuerventil rotiert.
In vorteilhafter Weise verbindet das Vorsteuerventil in einer ersten Schaltstellung den zweiten Ausgang und den ersten Ausgang miteinander. Alternativ ist es auch möglich, dass das Vorsteuerventil in der ersten Schaltstellung den zweiten Ausgang verschließt.
In vorteilhafter Weise verbindet das Vorsteuerventil in einer zweiten Schaltstellung den Steueranschluss mit dem zweiten Ausgang.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Vorsteuerventils weist dieses einen dritten Ausgang auf. Diese zweite Ausführungsform verschließt in der ersten Schaltstellung den zweiten Ausgang und verbindet den dritten Ausgang mit dem ersten Ausgang. In einer zweiten Schaltstellung wird bei diesem Ausführungsbeispiel der dritte Ausgang verschlossen und der zweite Ausgang mit dem ersten Ausgang verbunden.
Alternativ ist es in vorteilhafter Weiterbildung der Erfindung auch möglich, dass das Vorsteuerventil in der ersten Schaltstellung den zweiten Ausgang verschließt und den dritten Ausgang mit dem Steueranschluss verbindet. Bei dieser Ausführungsform verschließt das Vorsteuerventil in der zweiten Schaltstellung den dritten Ausgang und verbindet den zweiten Ausgang mit dem Steueranschluss.
Eine perfekte Drehzahlkompensation wird erreicht, wenn in vorteilhafter Weiterbildung der Erfindung die Masse des Ventilkolbens gemäß der im Anspruch 10 genannten Gleichung bestimmt wird.
Die erfindungsgemäßen Vorteile werden auch bei einer Hubkolbenmaschine gemäß der Ansprüche 9 bis 11 erreicht. Die konstruktive Umsetzung und die daraus resultierenden Vorteile des erfindungsgemäßen Vorsteuerventils werden weiter unten im Zusammenhang mit den Figurenbeschreibungen detailliert erläutert.
Figurenliste

1 zeigt den Verlauf des Öldrucks am Austritt am Hubzapfen als Funktion der Drehzahl.
2 zeigt eine schematische Darstellung eines ersten Ausführungsbeispiels eines hydraulischen Systems bestehend aus einem Vorsteuerventil und einem Hauptschaltventil.
Die 3 bis 20 beziehen sich auf dieses erste Ausführungsbeispiel.
3 zeigt einen Längsschnitt durch eine Kurbelwelle mit integriertem, fliehkraftkompensiertem Vorsteuerventil, Schnittebene gebildet durch Hauptlagerzapfenachse und Hubzapfenachse.
4 zeigt einen Längsschnitt durch ein fliehkraftkompensiertes Vorsteuerventil in einer ersten Schaltstellung (Stellung 1).
5 zeigt einen Längsschnitt durch das fliehkraftkompensierte Vorsteuerventil aus 4 in einer zweiten Schaltstellung (Stellung 2).
6 zeigt eine Frontansicht eines VCR-Pleuels mit angeschraubtem Hauptschaltventil.
7 zeigt eine perspektivische Ansicht der Lagerkappe des VCR-Pleuels aus 6 mit angeschraubtem Hauptschaltventil.
8 zeigt eine Ansicht von unten der Lagerkappe aus 7.
9 zeigt eine Frontansicht der Lagerkappe aus 7.
10 zeigt eine Ansicht von oben der Lagerkappe aus 7.
11 zeigt eine perspektivische Ansicht der Lagerkappe aus 7 mit angeschraubtem Hauptschaltventil und eingelegter unterer Pleuellagerschale.
12 zeigt eine erste Schnittansicht der Lagerkappe aus 7 mit angeschraubtem Hauptschaltventil und eingelegter unterer Pleuellagerschale.
13 zeigt eine zweite Schnittansicht der Lagerkappe aus 7 mit angeschraubtem Hauptschaltventil und eingelegter unterer Pleuellagerschale.
14 zeigt eine perspektivische Ansicht des Hauptschaltventils aus 6.
15 zeigt eine Ansicht von oben des Hauptschaltventils aus 6.
16 zeigt eine erste Schnittansicht (A-A) des Hauptschaltventils aus 6 in einer ersten Schaltstellung (Stellung 1).
17 zeigt eine erste Schnittansicht (A-A) des Hauptschaltventils aus 6 in einer zweiten Schaltstellung (Stellung 2).
18 zeigt eine zweite Schnittansicht (C-C) des Hauptschaltventils aus 6 in einer ersten Schaltstellung (Stellung 1).
19 zeigt eine zweite Schnittansicht (C-C) des Hauptschaltventils aus 6 in einer zweiten Schaltstellung (Stellung 2).
20 zeigt eine Frontansicht des Hauptschaltventils aus 6 zur Kennzeichnung der Schnittebenen.
21 zeigt eine schematische Darstellung eines zweiten Ausführungsbeispiels eines hydraulischen Systems bestehend aus einem Vorsteuerventil und einem Hauptschaltventil.
21a ist eine Ergänzung zu 21 und zeigt das hydraulische System aus 21 als hydraulisches Widerstandsnetzwerk.
Die 22 bis 37 beziehen sich auf dieses zweite Ausführungsbeispiel.
22 zeigt einen Längsschnitt durch ein Triebwerk bestehend aus einer Kurbelwelle mit integriertem, fliehkraftkompensiertem Vorsteuerventil und einem VCR-Pleuel, Schnittebene gebildet durch Hauptlagerzapfenachse und Hubzapfenachse. Der Hubzapfen befindet sich in der OT-Position.
23 zeigt einen Längsschnitt durch die Kurbelwelle aus 22, wobei sich das fliehkraftkompensierte Vorsteuerventil in einer ersten Schaltstellung (Stellung 1) befindet.
24 zeigt einen Längsschnitt durch das fliehkraftkompensierte Vorsteuerventil aus 22, wobei sich das fliehkraftkompensierte Vorsteuerventil in einer zweiten Schaltstellung (Stellung 2) befindet.
25 zeigt einen Querschnitt durch die Kurbelwelle aus 22, wobei sich das fliehkraftkompensierte Vorsteuerventil in einer ersten Schaltstellung (Stellung 1) befindet. Die Schnittebene geht durch die Zylinderachse und steht senkrecht zur Kurbelwellenachse. Blickrichtung ist nach hinten, d.h. in Richtung Schwungrad.
26 zeigt eine Frontansicht eines VCR-Pleuels mit angeschraubtem Hauptschaltventil.
27 zeigt eine perspektivische Ansicht der Lagerkappe aus 26 mit angeschraubtem Hauptschaltventil und eingelegter unterer Pleuellagerschale.
28 zeigt eine Ansicht von ober der Lagerkappe aus 26 mit angeschraubtem Hauptschaltventil und eingelegter unterer Pleuellagerschale.
29 zeigt eine erste Schnittansicht der Lagerkappe aus 26 mit angeschraubtem Hauptschaltventil und eingelegter unterer Pleuellagerschale entlang der Schnittebene A-A.
30 zeigt eine zweite Schnittansicht der Lagerkappe aus 26 mit angeschraubtem Hauptschaltventil und eingelegter unterer Pleuellagerschale entlang der Schnittebene B-B.
31 zeigt eine perspektivische Ansicht des Hauptschaltventils aus 26.
32 zeigt eine Ansicht von oben des Hauptschaltventils aus 26.
33 zeigt eine erste Schnittansicht des Hauptschaltventils aus 26 entlang der Schnittebene A-A.
34 zeigt eine zweite Schnittansicht des Hauptschaltventils aus 26 entlang der Schnittebene B-B.
35 zeigt eine dritte Schnittansicht des Hauptschaltventils aus 26 entlang der Schnittebene C-C.
36 zeigt eine perspektivische Ansicht einer Abwandlung der Lagerkappe aus 26 mit angeschraubtem Hauptschaltventil und eingelegter unterer Pleuellagerschale.
37 zeigt eine Schnittansicht der Lagerkappe aus 36 mit angeschraubtem Hauptschaltventil und eingelegter unterer Pleuellagerschale.

Beschreibung des ersten Ausführungsbeispiels
Die Erfindung wird beispielhaft beschrieben für ein System mit VCR-Pleueln. Sie lässt sich aber auch anwenden bei Systemen mit variablen Kolben oder variablen Kurbelwellen.
Der Kerngedanke der Erfindung ist es, die Auswirkungen der in der rotierenden Kurbelwelle auftretenden dynamischen Druckerhöhung auf ein fluiddruckbetätigtes Schaltventil abzuschwächen oder sogar zu eliminieren.
Dazu wird ein hydraulisches System vorgeschlagen, bestehend aus einem in der Kurbelwelle befindlichen fliehkraftkompensierten Vorsteuerventil und einem auf dem Pleuel befindlichen Hauptschaltventil.
2 zeigt eine vorteilhafte hydraulische Verschaltung zwischen einem Vorsteuerventil 2 und einem Hauptschaltventil 20, welches sich auf einem Pleuel befindet. Das Vorsteuerventil 2 ist in eine Kurbelwelle des Motors integriert oder an dieser angeordnet. Im dargestellten Fall ist das Vorsteuerventil ein 3/2-Wegeventil. Das Hauptschaltventil 20 entspricht dem aus der DE 10 2014 200 162 A1 bekannten Hauptschaltventil 6, welches sich im Bereich des großen Pleuelauges auf einem Pleuel befindet.
Das Pleuel und die Kurbelwelle stehen in Fluidverbindung über eine Fluidübergabestelle 25. Das Vorsteuerventil 2 wird durch Federkraft in eine erste Schaltstellung gebracht. Der anliegende Öldruck P_Öl kann bei Überschreiten eines bestimmten Schwellwertes die Vorspannkraft der Feder überwinden und das Ventil wird in eine zweite Schaltstellung gebracht.
Das Vorsteuerventil 2 weist eine ganz bestimmte erfindungsgemäße Einbaulage in der Kurbelwelle auf. Sie muss so gewählt werden, dass ein Ventilkolben des Vorsteuerventils so ausgerichtet ist, dass er sich unter dem Einfluss der im Betrieb auftretenden Fliehkräfte in seiner Führungsbohrung bewegen kann. Eine auf den Ventilkolben wirkende (Druck-)Feder ist so ausgerichtet, das die von ihr auf den Ventilkolben ausgeübte Federkraft gleichgerichtet mit der Fliehkraft ist. Das wird unter dem Begriff „radial ausgerichtet“ in den Patentansprüchen subsumiert.
Dadurch ist das Vorsteuerventil so ausgestaltet, dass die Auslenkung seines Ventilkolbens nur abhängig ist vom Öldruck, welcher an der Einleitstelle zum Hauptlager angelegt wird. Die Drehzahl hat keinen Einfluss auf das Schalten dieses Vorsteuerventils, so dass man von einem fliehkraftkompensierten Vorsteuerventil sprechen kann. Wie dies zu erreichen ist, wird weiter unten im Detail erläutert.
Je nach Schaltstellung des Vorsteuerventils 2 wirkt der Öldruck p_ÖL oder der geringere Umgebungsdruck p_u auf das Hauptschaltventil 20. Wenn Umgebungsdruck p_u auf das Hauptschaltventil 20 wirkt, also ein niedriges Druckniveau am Hauptschaltventil anliegt, nimmt das federbelastete Hauptschaltventil 20 eine erste Schaltstellung ein. Liegt hingegen der Öldruck p_Öl am Hauptschaltventil 20 an, nimmt das Hauptschaltventil 20 eine zweite Schaltstellung ein.
Ob die erste Schaltstellung des Hauptschaltventils 20 eine Verlängerung oder Verkürzung des VCR-Pleuel bewirkt, kann je nach Anwendungsfall gewählt werden.
Bei laufendem Motor liegt der Öldruck am Austritt des Hubzapfens selbst bei niedrigen Drehzahlen stets oberhalb des Umgebungsdrucks. Im ungünstigsten Falle herrscht dort ein Öldruck p_Öl von mindestens 1,5 bis 2 bar. Bei höheren Drehzahlen des Motors erhöht sich der Öldruck wie oben ausgeführt.
Als Druckschaltschwelle wird vorzugsweise ein Wert gewählt, der in etwa dem arithmetischen Mittel zwischen Umgebungsdruck p_u und dem kleinsten zu erwartenden Öldruck an der Austrittstelle des Hubzapfens der Kurbelwelle entspricht. Ein ungewolltes Umschalten des Hauptschaltventils 20 auch bei sehr hohen Drehzahlen kann sicher ausgeschlossen werden, da das Vorsteuerventil das Hauptschaltventil unabhängig von der Drehzahl umschaltet.
Bei stehendem Motor sinkt der Öldruck schnell auf Umgebungsdruck ab, so dass selbsttätig die erste Schaltstellung des Hauptschaltventils eingenommen wird.
Im Folgenden werden nun vorteilhafte Ausgestaltungen der beiden Ventile dargestellt unter Bezugnahme auf die weiteren Figuren.
3 zeigt einen Längsschnitt durch eine Kurbelwelle, wobei die Schnittebene durch die Achsen der Hauptlager und eines Hubzapfens gelegt wurde. Der Hubzapfen 1.1 der Kurbelwelle 1 weist eine Aufnahmebohrung 1.3 auf. In dieser Aufnahmebohrung befindet sich das erfindungsgemäße fliehkraftkompensierte Vorsteuerventil 2. Zur Vereinfachung der Montage kann der Hubzapfen 1.1 mit einer Einführfase 1.4 versehen sein. Zur Sicherung der Position des Vorsteuerventils 2 in axialer Richtung und in Umfangsrichtung ist ein formschlüssiges Sicherungselement vorgesehen, z.B. eine Schraube 1.7. In der Kurbelwelle 1 ist eine Versorgungsbohrung 1.2 eingebracht, welche eine Fluidverbindung zwischen einer Nut in einer Hauptlagerschale (nicht sichtbar in 3) der Kurbelwelle 1 und der Aufnahmebohrung 1.3 herstellt. Eine Versorgungsbohrung 1.2 ist an jeder konventionellen Kurbelwelle mit gleitgelagerten Pleueln zu finden.
4 und 5 zeigen jeweils Längsschnitte durch das erste Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen fliehkraftkompensierten Vorsteuerventils 2. Es besteht aus einem Ventilgehäuse 2.1, einem Ventilkolben 2.10 sowie einer Druckfeder 2.20. Das Vorsteuerventil 2 stellt damit eine vormontierte bauliche Einheit dar, welche vor dem Einbau in die Kurbelwelle getestet werden kann. Es wären auch Ausgestaltungen denkbar, bei denen der Ventilkolben und die Druckfeder ohne Ventilgehäuse direkt im Hubzapfen 1.1 geführt werden. Das separate Ventilgehäuse 2.1 erleichtert die Fertigung, weil die Fluidführungen an einem kleinen Bauteil mit guter Zugänglichkeit und kurzen Bohrungslängen angebracht werden können. Eine umlaufende Nut 2.1.1 im Ventilgehäuse 2.1 ist so beschaffen, dass die schräg verlaufende Versorgungsbohrung 1.2 der Kurbelwelle in diese umlaufende Nut 2.1.1 mündet. Über die umlaufende Nut 2.1.1 wird eine Fluidverbindung zu einer balligen ersten Wirkfläche 2.10.3 des Ventilkolbens 2.10 hergestellt. Der in der Versorgungsbohrung 1.2 herrschende Öldruck wirkt auf diese erste Wirkfläche 2.10.3. Des Weiteren gehen von der umlaufende Nut 2.1.1 eine oder mehrere Bohrungen 1.5 ab und stellen eine weitere Fluidverbindung zur Oberfläche des Hubzapfens 1.1 dar (siehe 3).
Die Form des Ventilkolbens 2.10 ist in der 5 gut zu erkennen, weil dort weniger Bezugszeichen eingetragen sind.
Der Ventilkolben 2.10 ist ein einfaches Drehteil, bei dem die erste Wirkfläche 2.10.3 ballig ist, damit der Kolben sich radial an die Aufnahmebohrung in der Kurbelwelle anschmiegen kann. Dadurch wird die für die Druckfeder 2.20 verfügbare Baulänge maximiert. Der höchste Punkt dieser ersten Wirkfläche 2.10.3 stellt zusammen mit der Bohrung 1.3 den Endanschlag für den Hub des Ventilkolbens 2.10 dar. Dies ergibt sich aus der 3. Anstelle der Balligkeit kann man auch eine Fase am Kolben anbringen, um eine partielle Anschmiegung zu erhalten und Bauraum für die Druckfeder 2.20 zu gewinnen.
An dem entgegengesetzten Ende des Ventilkolbens 2.10 ist eine zweite Wirkfläche 2.10.4 ausgebildet. Diese Wirkfläche 2.10.4 ist genauso groß wie die erste Wirkfläche 2.10.3, weil der Ventilkolben 2.10 als Zylinder ausgebildet ist. In der zweiten Wirkfläche 2.10.4 ist ein Federraum ausgespart, der die Druckfeder 2.20 aufnimmt.
In der in 4 dargestellten ersten Schaltstellung wird über die Querbohrung 2.10.1 und die Ringnut 2.10.2 eine hydraulische Verbindung zwischen dem Steuerdruckanschluss, der auch als zweiter Ausgang 2.1.6 bezeichnet wird (siehe 5) und der Entlüftungsleitung zum Kurbelraum 2.1.4 (siehe 5) hergestellt.
Am Steuerdruckanschluss 2.1.6 wird somit der im Kurbelgehäuse herrschende Luftdruck „p_u“ aufgeprägt.
Am oberen Ende, d.h. im Bereich der ersten Wirkfläche 2.10.3 ist der Außendurchmesser des Ventilkolbens 2.10 etwas reduziert, so dass sich hier ein umlaufender Absatz ergibt. Zwischen dem unteren Ende dieses Absatzes (ohne Bezugszeichen) und der Ringnut 2.10.2 entsteht somit eine Steuerkante (ohne Bezugszeichen). Wenn die auf die erste Wirkfläche 2.10.3 wirkende hydraulische Kraft die Federkraft der Druckfeder 2.20 überwindet, bewegt sich der Ventilkolben 2.10 in radialer Richtung nach innen auf eine zweite Schaltstellung zu. In der 5 entspricht dies einer Bewegung nach unten. Diese zweite Schaltstellung ist in der 5 dargestellt. In dieser zweiten Schaltstellung steht der Steuerdruckanschluss, beziehungsweise der zweite Ausgang 2.1.6 mit dem Ringraum 2.1.1 in Fluidverbindung. Am Steuerdruckanschluss, bzw. dem zweiten Ausgang 2.1.6 wird somit der Öldruck „p_Öl“ aufgeprägt.
Auf eine zweite Wirkfläche 2.10.4 des Ventilkolbens 2.1 wirkt der Luft- oder Umgebungsdruck, welcher im Kurbelraum des Motors herrscht. Üblicherweise liegt dieser Druck nahe dem Umgebungsluftdruck.
Die Entlüftungsbohrung 2.1.4 stellt die Fluidverbindung zwischen dem Kurbelraum und der zweiten Wirkfläche 2.10.4 des Ventilkolbens 2.10 dar. An dieser zweiten Wirkfläche 2.10.4 greift zusätzlich zum Kurbelraumluftdruck noch die Kraft der Druckfeder 2.20 an. Der Ventilkolben 2.10 kann im Ventilgehäuse 2.1 einen bestimmten und begrenzten Hubweg ausführen.
Zur Erläuterung des Prinzips der Fliehkraftkompensation wird von dem vorteilhaften Fall ausgegangen, dass die Achse 2.10.5 des Ventilkolbens 2.10 senkrecht zur Drehachse der Kurbelwelle angeordnet ist und diese schneidet. Anders ausgedrückt: Die Längsachse des Ventilkolbens 2.10 verläuft in radialer Richtung. Dadurch wirken alle am Ventilkolben 2.10 angreifenden Kräfte entlang der in 5 eingezeichneten Achse 2.10.5 des Ventilkolbens 2.10. Der Ventilkolben des erfindungsgemäßen Vorsteuerventils muss nicht genau radial montiert sein. Er kann auch schräg montier sein; wichtig ist jedoch, dass die an dem Ventilkolben 2.10 angreifenden Fliehkräfte den Ventilkolben 2.10 in seiner Führung nach außen bewegen können.
Für den Fall, dass der Ventilkolben 2.10 gerade abhebt, d.h. wenn er beginnt sich von der in 4 dargestellten ersten Schaltstellung in Richtung Kurbelwellendrehachse zu bewegen, gilt folgende Kräftebilanz: $(p_{Ö l} - p_{u}) \cdot A_{K} - m_{K} \cdot ω^{2} \cdot r_{S P, K} = F_{F}$
Es bedeuten:

m_K Masse des Ventilkolbens
ω Winkelgeschwindigkeit der Kurbelwelle
r_SP,K Abstand zwischen dem Massenschwerpunkt des Ventilkolbens und Kurbelwellendrehachse
p_u Druck der im Kurbelraum befindlichen Luft bzw. Luftdruck der Umgebung
p_Öl Druck des Öls an der ersten Wirkfläche des Ventilkolbens A_K Wirkfläche des Ventilkolbens
F_F Druckkraft der Feder

Der erste Term in Gl. (2) repräsentiert die resultierende hydraulische Kraft.
Der zweite Term repräsentiert die auf den Ventilkolben wirkende Fliehkraft, welche sich als Produkt aus Masse und Beschleunigung berechnen lässt. Für den angenommenen Fall entspricht die Beschleunigung der Radialbeschleunigung. Sie wirkt stets in radialer Dichtung. Ihr Betrag ist abhängig von der Winkelgeschwindigkeit und dem Abstand des Massenmittelpunktes des Ventilkolbens 2.10 zur Drehachse.
Die rechte Seite von Gl. (2) ist die Federkraft F_F. In anderen Worten: Wenn die Differenz zwischen der resultierenden hydraulischen Kraft und der Fliehkraft so große ist wie die Federkraft F_F hebt der Ventilkolben 2.10 ab und bewegt sich radial nach innen, wenn der Öldruck weiter steigt.
Der an der ersten Wirkfläche 2.10.3 angreifende Öldruck unterliegt wie oben bereits ausgeführt der Radialbeschleunigung in der rotierenden Kurbelwelle. In Analogie zu Gl.1 gilt für den Druck des Öls an der ersten Wirkfläche: $p_{Ö l} = p_{H L} + \frac{1}{2} \cdot ρ_{Ö l} \cdot ω^{2} \cdot (r_{W F, K}^{2} - r_{H L}^{2})$
Es bedeuten:

r_WF,K Abstand zwischen dem Flächenmittelpunkt der ersten Wirkfläche des Ventilkolbens 2 und der Kurbelwellendrehachse

r_HL Radius des Kurbelwellenhauptlagers
Setzt man nun Gl. 3 in Gl. 2 ein, so erhält man: $[p_{H L} + \frac{1}{2} \cdot ρ_{Ö l} \cdot ω^{2} \cdot (r_{W F, K}^{2} - r_{H L}^{2}) - p_{u}] \cdot Λ_{K} - m_{K} \cdot ω^{2} \cdot r_{S P, K} = F_{F}$
Umformen von Gl. 4 ergibt: $(P_{H L} - p_{u}) \cdot Λ_{K} + [\frac{1}{2} \cdot ρ_{Ö l} \cdot (r_{W F, K}^{2} - r_{H L}^{2}) \cdot Λ_{K} - m_{K} \cdot r_{S P, K}] \cdot ω^{2} = F_{F}$
Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe - im gesamten Drehzahlbereich Umschaltungen zu ermöglichen - wird dann in idealer Weise gelöst, wenn es gelingt, die unerwünschte Abhängigkeit des am Ventilkolben 2.10 anliegenden Öldrucks von der Drehzahl zu eliminieren. Dies wird erreicht, wenn der zweite Term in Gl. (5) den Wert Null annimmt. Dazu muss der in den eckigen Klammern stehende Ausdruck den Wert Null annehmen. Eine vollständige Fliehkraftkompensation wird somit erreicht, wenn folgende Bedingung erfüllt wird: $m_{K} = \frac{1}{2} \cdot ρ_{Ö l} \cdot (r_{W F, K}^{2} - r_{H L}^{2}) \cdot Λ_{K} \cdot \frac{1}{r_{S P, K}}$
Dabei bedeuten:

m_K: Masse des Ventilkolbens
r_SP,K: Abstand zwischen dem Massenschwerpunkt des Ventilkolbens und der (Kurbelwellen-)Drehachse
r_HL: Radius des Hauptlagerzapfens der Kurbelwelle
r_WF,K: Abstand zwischen dem Flächenmittelpunkt der ersten Wirkfläche des Ventilkolbens 2 und der Kurbelwellendrehachse
p_Öl: Druck des Öls an der ersten Wirkfläche des Ventilkolbens
A_K:: erste Wirkfläche des Ventilkolbens

Gl. (6) stellt somit eine Auslegungsvorschrift für die Masse des Ventilkolbens 2 dar.
Das folgende Zahlenbeispiel soll zeigen, welche Zielmasse sich für einen angenommenen Parametersatz ergibt:

r_HL = 22 mm
r_WF,K = 49 mm
r_SP,K = 44 mm
A_K = 79 mm²
p_Öl = 847 kg/m³

Die Bedeutung der einzelnen Größen wurde weiter oben bereits erläutert.
Für den Ventilkolben ergibt sich mit diesem Parametersatz eine Zielmasse von m_K = 0,94 g.
Die Wahl des Werkstoffes und die Formgebung müssen so erfolgen, dass die Zielmasse m_K erreicht wird. Die in 4 dargestellte Ausgestaltung basiert auf einem Ventilkolben aus Aluminium dessen Masse in etwa der hier exemplarisch genannten Zielmasse entspricht.
Entlang des Hubes des Ventilkolbens verändern sich die in Gl. 6 eingehenden Radien, so dass streng genommen zu jeder Hubstellung eine eigene Zielmasse gehört.
Bei Vorliegen einer vollständigen Fliehkraftkompensation verschwindet der Term in den eckigen Klammern aus Gl. 5. Die Kräftebilanz vereinfacht sich damit: $(p_{H L} - p_{u}) \cdot A_{K} = F_{F}$
Die Federkraft hängt mit dem Hub des Ventilkolbens wie folgt zusammen: $F_{F} - F_{1} + R_{F} \cdot s$
Es bedeutet:

s: Hub des Ventilkolbens, s = 0 wenn der Ventilkolben oben anliegt
F₁: Kraft der Feder bei s = 0, d.h. Federvorspannkraft
R_F: Federsteifigkeit

Setzt man Gl. (8) in Gl. (7) ein und löst die Gleichung nach dem am Hauptlager angelegten Relativdruck auf, so erhält man: $Δ p_{H L} = \begin{matrix} F_{1} \\ Λ_{K} \end{matrix} | \begin{matrix} R_{F} \\ Λ_{K} \end{matrix} \cdot S$
Es bedeutet:

Δp_HL = p_HL - p_u am Hauptlager angelegter Relativdruck gegen den Umgebungsdruck (Druckdifferenz).

Gl. (9) ist eine lineare Funktion zwischen der unabhängigen Variablen „s“ und der abhängigen Variablen „Δp_HL“. Gl. (9) enthält dank der vollständigen Fliehkraftkompensation keinerlei Abhängigkeit mehr von der Drehzahl, sondern enthält nur die festen Parameter Federvorspannkraft, Wirkfläche und Federsteifigkeit.
Der Hub des Kolbens des Vorsteuerventils folgt damit eindeutig dem am Hauptlager anliegenden Relativdruck. Durch den Einsatz eines erfindungsgemäßen Vorsteuerventils kann der Öldruck der Brennkraftmaschine bei allen Betriebsdrehzahlen zum Steuern der Länge des VCR-Pleuels oder einer anderen bewegten Komponente des Motors eingesetzt werden.
Vorteilhafte Ausgestaltungen des Hauptschaltventils und der Fluidverbindung zum Vorsteuerventil werden anhand der 6 - 20 beschrieben.
6 zeigt ein VCR-Pleuel 10, wie es in der DE 10 2005 055 199 A1 beschrieben ist. Das VCR-Pleuel 10 umfasst ein Hauptschaltventil 20, welches von unten an den Pleuellagerdeckel 10.2 geschraubt wird. Das Hauptschaltventil 20 kann alternativ auch direkt in die Pleuelstruktur integriert werden. Außerdem kann das Hauptschaltventil 20 unterschiedliche Ventilfunktionen erfüllen. Es kann z.B. als 3/2-Wegeventil oder als 4/2-Wegeventil ausgeführt werden. Unabhängig von der Bauart hat das Hauptschaltventil 20 zwei Schaltstellungen.
Die Fluidverbindung zwischen dem Vorsteuerventil 2 und dem Hauptschaltventil 20 über den Lagerspalt zwischen Hubzapfen 1.1 und der Pleuellagerschale 11 hinweg wird über eine Steuernut 11.2 (siehe 11) in der unteren Pleuellagerschale 11 und die Bohrung 1.6 im Hubzapfen 1.1 hergestellt (siehe 3).
Eine erste Ausgestaltung sieht vor, dass die Fluidverbindung in jeder Stellung der Kurbelwelle besteht. Dies kann dadurch erreicht werden, dass die Steuernut 11.2 sich über 360° erstreckt. Dann wird nur eine Bohrung 1.6 im Hubzapfen 1.1 zur Übertragung des Steuerdrucks benötigt. Es kann aber auch wie in den Figuren dargestellt, eine andauernde Fluidverbindung dadurch erreicht werden, dass sich die Steuernut 11.2 nur über 180° erstreckt. Dann muss es am Hubzapfen 1.1 mindestens zwei Austrittsstellen für das Steueröl geben. In 3 verläuft die Bohrung 1.6 durch die Hubzapfenmitte, so dass zwei diametral gegenüberliegende Austrittsstellen entstehen.
Es sind auch Ausgestaltungen möglich, bei denen mehrere nicht zusammenhängende Nuten in den Pleuellagerschalen eingearbeitet sind. Dann müssen entsprechend mehrere Austrittsstellen für das Steueröl im Hubzapfen 1.1 vorgesehen werden. Welche Variante zu bevorzugen ist, hängt vom jeweiligen Zielmotor ab und muss durch Simulationsrechnungen und durch Motorversuche bestätigt werden.
Eine unterbrochene Fluidverbindung funktioniert, wenn sichergestellt ist, dass während der Phase ohne Fluidverbindung nicht so viel Öl als Leckage vom Hauptschaltventil 20 über den Lagerspalt abströmt, dass der Öldruck so weit absinkt, dass ein ungewolltes Umschalten auf die erste, also sozusagen die drucklose Hauptschaltventilstellung erfolgt.
Die untere Pleuellagerschale 11 besitzt eine radiale Öffnung 11.4 wodurch das Steueröl mit der Verbindungsbohrung 10.2.4 im Pleuellagerdeckel 10 in Fluidverbindung steht.
14 zeigt das Ventilgehäuse 20.1 des Hauptschaltventils 20. Eine Dichtfläche 20.1.1 wird von einer Steuerdruckbohrung 20.1.2 und den Pleuelschrauben unterbrochen. Das Ventilgehäuse 20.1 nimmt den Ventilschieber 20.4 auf.
16 und 18 zeigen das Hauptschaltventil 20 in einer ersten Schaltstellung. Es umfasst ein Ventilgehäuse 20.1, zwei Deckel 20.2.1 und 20.2.2, einen Ventilschieber 20.4 sowie eine Druckfeder 20.5.
Die erste Stirnfläche des Ventilschiebers 20.4 und der erste Deckel 20.2.1 begrenzen einen Steuerdruckraum 20.3. Dieser Steuerdruckraum 20.3 steht über die Steuerdruckbohrung 20.1.2 und den Steuerdruckkanal 20.1.3 mit der radialen Bohrung 10.2.4 (siehe 7) in der Lagerkappe 10 in Fluidverbindung.
Zwischen der zweiten Stirnfläche des Ventilschiebers 20.4 und dem zweiten Deckel 20.2.2 befindet sich der Federraum 20.6. Dieser Federraum 20.6 steht über die Entlüftungsbohrung 20.1.4 mit der Umgebung in Fluidverbindung.
Diese erste Schaltstellung nimmt das Hauptsteuerventil 20 immer dann ein, wenn die Kraft der Feder 20.5 größer ist als die resultierende hydraulische Kraft, die von dem im Steuerraum 20.3 befindlichen Steuer- oder Motoröl auf den Ventilschieber 20.4 ausgeübt wird. Die resultierende hydraulische Kraft entspricht der Differenz zwischen dem Steueröldruck und dem Umgebungsdruck (siehe Gl. (9)) multipliziert mit der Stirnfläche des Ventilschiebers 20.4.
Die in 17 und 19 dargestellte zweite Schaltstellung wird immer dann eingenommen, wenn die resultierende hydraulische Kraft größer ist als die Federkraft.
Vorzugsweise wird das Hauptschaltventil 20 derart mit dem Hydrauliksystem des VCR-Pleuels 10 verschaltet, dass die zweite Schaltstellung des Hauptschaltventils 20 eine kurze wirksame Länge des Pleuels und somit eine niedrige Verdichtung des VCR-Pleuels bewirkt. Auf diese Weise bewirkt ein niedriger Öldruck eine hohe Verdichtung und ein hoher Öldruck bewirkt eine niedrige Verdichtung.
Dieses Verhalten ist deshalb vorteilhaft, da bei niedriger Verdichtung vorzugsweise höheren Motorlasten angefahren werden. Bei höherer Motorlast wirkt sich wiederum ein erhöhter Öldruck weniger stark auf den Gesamtmotorwirkungsgrad aus als es bei niedriger Motorlast der Fall ist. Zudem hat der Wirkungsgrad bei niedriger Motorlast eher eine höhere Bedeutung als bei hoher Motorlast.
Bei stehendem Motor nimmt das Hauptschaltventil 20 selbsttätig die erste Schaltstellung ein. Beim Wiederstart des Motors ist damit immer zuerst die Schaltstellung gehörend zur hohen Verdichtung wirksam.
Je nach gewünschtem Betriebsverhalten sind aber auch weitere Konfigurationen denkbar.
Es ist auch möglich ein Verhalten zu schaffen, bei dem eine hohe Verdichtung des Motors eingestellt wird, wenn ein hoher Öldruck anliegt.
Es gibt somit zwei mögliche Gesamtverhalten:

Erstes Verhalten: Hoher Öldruck führt zur Aktivierung niedriger Verdichtung.
Zweites Verhalten: Hoher Öldruck führt zur Aktivierung hoher Verdichtung.

Beide Verhalten lassen sich wiederum unterschiedlich realisieren:
Das erste Verhalten stellt sich ein, wenn das Vorsteuerventil 2 bei Anliegen eines hohen Öldrucks die Fluidverbindung zum Hauptschaltventil 20 mit der Versorgungsbohrung 1.2 verbindet und das Hauptschaltventil 20 in seiner zweiten Schaltstellung eine niedrige Verdichtung des Motors bewirkt.
Dasselbe Verhalten erhält man auch, wenn das Vorsteuerventil 2 bei Anliegen eines niedrigen Öldrucks die Fluidverbindung zum Hauptschaltventil 20 mit der Umgebung verbindet und das Hauptschaltventil 20 in seiner ersten Schaltstellung eine niedrige Verdichtung aktiviert.
Beschreibung des zweiten Ausführungsbeispiels
Beim zweiten Ausführungsbeispiel wird ebenfalls eine Verschaltung eines sich im Hubzapfen befindlichen fliehkraftkompensierten Vorsteuerventils 40 und eines sich am Pleuel befindlichen Hauptschaltventils 50 vorgeschlagen, wie in 21 schematisch dargestellt. Das Pleuel und die Kurbelwelle stehen ebenfalls in Fluidverbindung über eine Fluidübergabestelle 25. Im Gegensatz zum ersten Ausführungsbeispiel Verschaltung umfasst die Fluidübergabestelle 25 zwei Steuerleitungen zwischen Pleuel und Kurbelwelle. Diese Steuerleitungen werden auch als zweiter Ausgang 40.1.6 und als dritter Ausgang 40.1.5 des Vorsteuerventils 40 bezeichnet. Der zweite Ausgang 40.1.6 mündet in eine erste Ringnut 40.1.8 in der (Gehäuse-)Bohrung 40.1.3, die den Ventilkolben 40.10 aufnimmt. Der dritte Ausgang 40.1.5 mündet in eine zweite Ringnut 40.1.7 in der (Gehäuse-)Bohrung 40.1.3 (siehe 24).
Die erste Ringnut 40.1.7 und die zweite Ringnut 40.1.8 wirken mit der Ringnut 40.10.2 und den Radialbohrungen 40.10.1 im Ventilkolben 40.10 zusammen. Wenn die Ringnut 40.10.2 des Ventilkolbens 40.10 auf gleicher Höhe mit der ersten Ringnut 40.1.8 liegt, ist der zweite Ausgang 40.1.6 offen. In dieser Stellung verschließt der Ventilkolben 40.10 die zweite Ringnut 40.1.7 und damit auch den dritten Ausgang 40.1.5 (siehe 22) .
Wenn der Ventilkoben 40.10 in der (Gehäuse-)Bohrung 40.1.3 so verschoben wird, dass die Ringnut 40.10.2 des Ventilkolbens 40.10 auf gleicher Höhe mit der zweiten Ringnut 40.1.7 liegt, ist der zweite Ausgang 40.1.6 verschlossen. In dieser Stellung öffnet der Ventilkolben 40.10 die zweite Ringnut 40.1.7 und damit auch den dritten Ausgang 40.1.5 (siehe 24).
Diese beiden Ausgänge 40.1.5 und 40.1.6 können im fliehkraftkompensierten Vorsteuerventil 40 je nach Schaltstellung mit dem Kurbelgehäuse bzw. dem Umgebungsdruck verbunden werden. Das Vorsteuerventil 40 ist dazu vorzugsweise ebenfalls als Wegeventil mit zwei Schaltstellungen ausgeführt. Wird ein Ausgang 40.1.5 oder 40.1.6 mit dem Kurbelgehäuse fluidisch verbunden, wird auf diesen Ausgang und in Folge dessen auf den damit verbundenen Eingang des Hauptsteuerventils 50 der im Kurbelgehäuse herrschende niedrige Umgebungsdruck aufgeprägt, während der andere Ausgang 40.1.6 oder 40.1.5 verschlossen ist.
In 22 ist das Triebwerk bestehend aus Kurbelwelle und VCR-Pleuel im Längsschnitt dargestellt, wobei die Schnittebene durch die Hubzapfenachse führt. Die Ansicht zeigt, wie die in 21 schematisch dargestellte fluidische Verschaltung in einer vorteilhaften Weise konstruktiv umgesetzt werden kann. Der dritte Ausgang 40.1.5 des Vorsteuerventils 40 steht in Fluidverbindung mit der Leitung 29.6 in der Kurbelwelle. Diese Leitung wiederum ist fluidisch mit dem Ringraum 26 verbunden.
Am gegenüberliegenden Ende des Hubzapfens ist ein Ringraum 27 vorhanden. Alle Hubkolbentriebwerke mit gleitgelagerten Pleueln weisen solche Ringräume 26, 27 auf, sofern das Pleuel unten geführt ist, was bei der Mehrzahl der Motoren der Fall ist.
Der Ringraum 26 ist fluidisch mit der Leitung 30.2.8 im Pleuel verbunden, welche wiederum mit dem Wirkraum 50.10 des Hauptschaltventils 50 in Fluidverbindung steht.
Die zweite Steuerleitung 40.1.6 steht über ein spiegelbildlich aufgebautes Leitungssystem (siehe die Bezugszeichen 29.7 und 27) mit dem Wirkraum 50.10 in Fluidverbindung.
Ein zentraler Gedanke dieser Ausführungsform liegt darin, dass die Druckniveaus in den beiden Ringräumen 26 und 27 durch das Vorsteuerventil 40 aktiv so beeinflusst werden, dass sich zwischen den beiden Ringräumen 26, 27 eine bestimmte Druckdifferenz einstellt. Diese Druckdifferenz wirkt auf die beiden Wirkflächen des Hauptventilkolbens 50.4 und bewirkt eine resultierende hydraulische Kraft. Die Entstehung der Druckdifferenz kann anhand von 21a nachvollzogen werden.
In der Versorgungsnut 31.1 der unteren Pleuellagerschale (zu sehen in 22) herrscht der Versorgungsöldruck p_Öl. Der radiale Lagerspalt des Pleuellagers stellt für den in der Nut stehenden Druck zu beiden Seiten der Nut einen bestimmten hydraulischen Widerstand dar. Zwischen linkem Ringraum 26 und der Versorgungsnut 31.1 bzw. zwischen Ringraum 27 und Nut 31.1 wirkt jeweils der Widerstand R_R (Index R für radialer Lagerspalt). Zwischen Ringraum 26 und dem Kurbelraum (Umgebung der Kurbelwelle) bzw. zwischen Ringraum 27 und dem Kurbelraum wirkt jeweils der Widerstand R_A (Index A für axialer Spalt der Führung). Der zwischen der Nut 31.1 und dem Kurbelraum wirksame Gesamtwiderstand kann gemäß den Gesetzen der Hydraulik berechnet werden. Sind die Widerstände im linken und im rechten Pfad gleich groß, ist kein Differenzdruck am Ventilkolben 50.4 wirksam. Mit Hilfe des Vorsteuerventils 40 können die Widerstände R_V1 und R_V2 nun gezielt beeinflusst werden.
Befindet sich das Vorsteuerventil in seiner ersten Schaltstellung wie in 22 dargestellt, so wird der Ringraum 27 gegenüber der Umgebung „kurzgeschlossen“. Gleichzeitig ist die Fluidverbindung zwischen Ringraum 26 und Entlüftungsbohrung 40.1.4 durch den Ventilkolben 40.10 verschlossen. Der Widerstand R_V1 ist somit wesentlich größer als der Widerstand R_V2. Dadurch wird das Netzwerk „verstimmt“ und es bildet sich eine Druckdifferenz aus.
Damit sich eine nutzbare Druckdifferenz ausbilden kann muss der Widerstand R_A um ein bestimmtes Maß oberhalb des Widerstandes R_V2 liegen. Anders ausgedrückt kann man sagen, dass der Axialspalt über ein bestimmtes Drosselvermögen verfügen muss.
Alternativ zum Ringspalt außerhalb des radialen Lagerspaltes sind auch Konfigurationen denkbar, bei denen zusätzliche Nuten im Pleuellager eingebracht werden. Die Steuerbohrungen 29.6 und 29.7 müssten dann jeweils in diese Nuten münden. Auf diese Weise ließen sich zwar betragsmäßig größere Druckdifferenzen erzielen, allerdings schwächen zusätzliche Nuten die Tragfähigkeit des Pleuellagers. Figuren 36 und 37 zeigen eine solche Konfiguration.
Das Vorsteuerventil 40 dieses zweiten Ausführungsbeispiels unterscheidet sich vom Vorsteuerventil 2 des ersten Ausführungsbeispiels im Wesentlichen durch die Steuerkanten.
Durch die Ausgestaltung der Steuerkanten bzw. der ersten und zweiten Ringnuten 40.1.7 und 40.1.8 können im Zusammenwirken mit dem Ventilkolben 40.10 und dessen Ringnut 40.10.2 unterschiedliche 3/2-Wege- und 4/2-Wegeventilfunktion realisiert werden.
Im dargestellten Fall liegt eine erste 4/2-Wegeventilfunktion vor mit folgenden Eigenschaften: In der ersten Schaltstellung gemäß 22 ist der dritte Ausgang 40.1.5 verschlossen und der zweite Ausgang 40.1.6 über die Ringnuten 40.1.8, 40.10 2 und die Radialbohrungen 40.10.1 mit der Entlüftungsbohrung 40.1.4 verbunden. In der zweiten Schaltstellung gemäß 24 ist der dritte Ausgang 40.1.5 über die Ringnuten 40.1.7, 40.10 2 und die Radialbohrungen 40.10.1 mit der Entlüftungsbohrung 40.1.4 verbunden. Der zweite Ausgang 40.1.6 ist verschlossen.
Eine zweite 4/2-Wegeventilfunktion, welche nicht dargestellt ist, hat folgende Eigenschaften: In der ersten Schaltstellung ist der dritte Ausgang 40.1.5 mit der umlaufenden Nut 40.1.1 verbunden, die wiederum mit einer Druckquelle (Ölpumpe) verbunden ist. Der zweite Ausgang 40.1.6 ist mit der Entlüftungsbohrung 40.1.4 verbunden.
In der zweiten Schaltstellung ist der dritte Ausgang 40.1.5 mit der Entlüftungsbohrung 40.1.4 verbunden und der zweite Ausgang 40.1.6 ist mit der über die umlaufenden Nut 40.1.1 mit der Druckquelle verbunden.
Eine erste 3/2-Wegeventilfunktion, welche nicht dargestellt ist, hat folgende Eigenschaften: In der ersten Schaltstellung ist der dritte Ausgang 40.1.5 mit der umlaufenden Nut 40.1.1 verbunden und der zweite Ausgang 40.1.6 ist verschlossen. In der zweiten Schaltstellung ist der dritte Ausgang 40.1.5 verschlossen und der zweite Ausgang 40.1.6 ist über die umlaufenden Nut 40.1.1 mit der Druckquelle verbunden.
Eine zweite 3/2-Wegeventilfunktion, welche nicht dargestellt ist, hat folgende Eigenschaften: In der ersten Schaltstellung ist der dritte Ausgang 40.1.5 mit der Entlüftungsbohrung 40.1.4 verbunden und der zweite Ausgang 40.1.6 ist verschlossen. In der zweiten Schaltstellung ist der dritte Ausgang 40.1.5 mit der Entlüftungsbohrung 40.1.4 verbunden und der zweite Ausgang 40.1.6 verschlossen.
Die Fliehkraftkompensation erfolgt wie beim ersten Ausführungsbeispiel.
Das VCR-Pleuel des zweiten Ausführungsbeispiels unterscheidet sich vom VCR-Pleuel des ersten Ausführungsbeispiels im Hauptschaltventil (26). Zudem weist der Pleuellagerdeckel 30.2 zwei Steuerölleitungen auf. Wie in den Figuren 27 und 28 zu sehen, hat die untere Pleuellagerschale nur eine vorzugsweise mittig angeordnete Versorgungsnut 31.1.
Die Figuren 29 bis 35 zeigen eine vorteilhafte Ausgestaltung des Hauptschaltventils 50. Über die Leitungen 30.2.6 und 50.1.4 gelangt frisches Öl zum Ringraum 50.4.1 des Ventilkolbens 50.4, von wo aus es über die Leitungen 50.1.7 und 50.1.8 zu den Rückschlagventilen 50.12 und 50.13 strömen kann. Über die Rückschlagventile werden die Stützkammern des VCR-Pleuels versorgt.
Die gaskraftseitige Stützkammer 30.1.1 des VCR-Pleuels 30 ist mit der Blende 50.1.5 fluidisch verbunden. Die massenkraftseitige Stützkammer 30.1.2 des VCR-Pleuels ist mit der Blende 50.1.6 fluidisch verbunden. Bei der in den Figuren dargestellten Schaltstellung ist der Abfluss aus der Blende 50.1.5 (gaskraftseitig) verschlossen, während die Blende 50.1.6 (massenkraftseitig) in den Ringraum 50.4.1 mündet. Das Öl aus der massenkraftseitigen Stützkammer kann damit entweichen, was mit einer Verstellung hin zu hoher Verdichtung einhergeht.
Das durch die Blende 50.1.6 hindurchströmende Öl strömt zum Rückschlagventil 50.12 von wo aus es in die expandierende gaskraftseitige Stützkammer 30.1.1 einströmt. Diese Art der hydraulischen Verschaltung wird in der Literatur als interne Ölrückführung bezeichnet, weil das Öl der eintauchenden Stützkammer zur Füllung der expandierenden Stützkammer genutzt wird. Somit wird muss nur eine geringe Menge an frischem Öl aus der Versorgungsnut 31.1 nachströmen. Das beschriebene Betätigungsprinzip des Hauptschaltventils kann aber auch auf andere hydraulische Verschaltungen angewendet werden, d.h. es sind Verschaltungen ohne interne Ölrückführung möglich und anstelle einer 3/2-Wegeventilfunktion kann auch eine 4/2-Wegeventilfunktion dargestellt werden.
Zwecks Realisierung einer definierten Schaltstellung des Hauptventils kann der Ventilkolben 50.4 mit einer Federkraft beaufschlagt werden. Diese Federkraft sollte jedoch wesentlich niedriger gewählt werden als die zu erwartende resultierende hydraulische Kraft infolge der wirksamen Druckdifferenz.

Claims

Vorsteuerventil zum Einbau in ein rotierendes Bauteil (1), wobei das Vorsteuerventil (2, 40) zwei Schaltstellungen hat und einen Steueranschluss (2.1.1, 40.1.1), einen mit der Umgebung verbundenen ersten Ausgang (2.1.4, 40.1.4) und einen mit einem Hauptsteuerventil (20, 50) verbundenen zweiten Ausgang (2.1.6, 40.1.6) aufweist, wobei das Vorsteuerventil (2, 40) ein Ventilgehäuse (2.1, 40.1), einen Ventilkolben (2.10, 40.10) und eine Druckfeder (2.20, 40.20) aufweist, wobei der Ventilkolben (2.10, 40.10) in dem Ventilgehäuse (2.1, 40.1) geführt ist und sich die Druckfeder (2.20, 40,20) gegen den Ventilkolben (2.10, 40.10) und das Ventilgehäuse (2.1, 40.1) abstützt, wobei der Ventilkolben (2.10, 40.10) in eingebautem Zustand des Vorsteuerventils (2, 40) radial bezüglich einer Drehachse des rotierenden Bauteils (1) ausgerichtet ist, wobei die Druckfeder (2.20, 40.20) eine radial nach außen gerichtete Federkraft (F_F) auf den Ventilkolben (2.10, 40.10) ausübt, und wobei das in dem Steueranschluss (2.1.1, 40.1.1) vorhandene Medium eine der Federkraft (F_F) entgegen gerichtete hydraulische Kraft auf den Ventilkolben (2.10, 40.10) ausübt.
Vorsteuerventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Vorsteuerventil (2) in einer ersten Schaltstellung den zweiten Ausgang (2.1.6) und den ersten Ausgang (2.1.4) verbindet.
Vorsteuerventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Vorsteuerventil (2) in einer ersten Schaltstellung den zweiten Ausgang (2.1.6) verschließt.
Vorsteuerventil nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Vorsteuerventil (2) in einer zweiten Schaltstellung den Steueranschluss (2.1.1) mit dem zweiten Ausgang (2.1.6) verbindet.
Vorsteuerventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Vorsteuerventil (40) einen dritten Ausgang (40.1.5) aufweist.
Vorsteuerventil nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Vorsteuerventil (40) in einer ersten Schaltstellung den zweiten Ausgang (40.1.6) verschließt und den dritten Ausgang (40.1.5) mit dem ersten Ausgang (40.1.4) verbindet.
Vorsteuerventil nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Vorsteuerventil (40) in einer zweiten Schaltstellung den dritten Ausgang (40.1.5) verschließt und den zweiten Ausgang (40.1.6) mit dem ersten Ausgang (40.1.4) verbindet.
Vorsteuerventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Masse (m_K) des Ventilkolbens (2.10, 40.10) folgender Bedingung zumindest annähernd genügt: $m_{K} = \frac{1}{2} \cdot ρ_{Ö l} \cdot (r_{W F, K}^{2} - r_{H L}^{2}) \cdot A_{K} \cdot \frac{1}{r_{S P, K}}$
Dabei bedeuten: m_K Masse des Ventilkolbens r_SP,K Abstand zwischen dem Massenschwerpunkt des Ventilkolbens und der (Kurbelwellen-)Drehachse r_HL Radius des Kurbelwellenhauptlagers r_WF,K Abstand zwischen dem Flächenmittelpunkt der ersten Wirkfläche des Ventilkolbens 2 und der Kurbelwellendrehachse p_Öl: Druck des Öls an der ersten Wirkfläche des Ventilkolbens A_K: erste Wirkfläche des Ventilkolbens
Hubkolbenmaschine umfassend eine Kurbelwelle mit mindestens einem Hubzapfen, mindestens einem Pleuel und mindestens einem Kolben sowie einer in der Kurbelwelle befindlichen Versorgungsbohrung, dadurch gekennzeichnet, dass in mindestens einem Hubzapfen ein Vorsteuerventil (2, 40) nach einem der vorhergehenden Ansprüche integriert ist, und dass das Vorsteuerventil (2, 40) über mindestens den zweiten Ausgang (2.1.6, 40.1.6) mit einem Hauptsteuerventil (20, 50) verbindbar ist, und dass das ein Hauptsteuerventil (20, 50) in das mindestens eine Pleuel integriert ist.
Hubkolbenmaschine nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Vorsteuerventil (40) einen dritten Ausgang (40.1.5) aufweist und dass das Vorsteuerventil (2, 40) über mindestens den dritten Ausgang (40.1.5) mit dem Hauptsteuerventil (50) verbindbar ist.
Hubkolbenmaschine nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Ausgang (2.1.6, 40.1.6) mit einem Hauptsteuerventil (20, 50) und/oder der dritte Ausgang (40.1.5) über mindestens eine Nut in einer Pleuellagerschale oder in dem Hubzapfen hydraulisch mit dem Hauptsteuerventil (20, 50) verbindbar ist.