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Technisches Gebiet
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Die vorliegende Erfindung betrifft einen Turbolader mit variabler Geometrie sowie ein Verfahren zum Antreiben desselben.
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Technischer Hintergrund
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Es ist ein herkömmlicher Turbolader mit variabler Geometrie bekannt, bei dem eine bewegliche Düsenklappe für eine Düse einer Abgasturbine vorhanden ist und die Düsenklappe gedreht wird, um einen Öffnungsgrad der Düse (d. h. Öffnungsfläche der Düse) zu regulieren. Bei dem Turbolader mit variabler Geometrie wird in einem Bereich niedriger Drehzahl eines kleinvolumigen Motors der Öffnungsgrad der Düse reduziert, indem die Düsenklappe gedreht wird, um die Strömungsgeschwindigkeit von Abgas zu erhöhen, das in die Abgasturbine strömt, und so die Drehenergie einer Abgasturbine zu erhöhen und die Ladeleistung eines Ladekompressors zu verbessern.
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Bekannte spezifische Strukturen zum Drehen der Düsenklappe schließen eine Struktur ein, bei der eine Vielzahl von Düsenklappen mit einer Antriebswelle verbunden ist, eine Drehung der Antriebswelle von außen ausgeführt werden kann und ein Antriebshebel an der Antriebswelle angebracht ist. Der Antriebshebel dreht einen untergeordneten Hebel, der an einer anderen der Vielzahl von Düsenklappen über einen Verbindungsring vorhanden ist. Bei dieser Anordnung können alle Düsenklappen gedreht werden, indem eine Düsenklappe mit der Antriebswelle gedreht wird (beispielsweise
JP H11-343857 A ).
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Des Weiteren wird gemäß
JP H11-343857 A die mit der Düsenklappe verbundene Antriebswelle von einem pneumatischen Stellglied betätigt, das Unterdruck des Einlasskanals nutzt. Dabei enthält das pneumatische Stellglied ein Gehäuse mit einer Unterdruckkammer, in die der Unterdruck von dem Einlasskanal eingeleitet wird, sowie eine Kammer für atmosphärischen Druck, die zur Atmosphäre hin offen ist. Die Kammern des Gehäuses werden durch eine Funktionsplatte (Membran) unterteilt, die entsprechend einem Wert des Unterdrucks arbeitet. Die Funktionsplatte ist mit einer Stange versehen, die entsprechend der Bewegung der Funktionsplatte ausfährt und einfährt. Die Ausfahr- und Einfahrbewegung wird in Drehbewegung der Antriebswelle umgewandelt, um den Öffnungsgrad der Düse zu regulieren.
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Weiterhin ist der Einsatz eines hydraulischen Servo-Stellgliedes vom Vierwegtyp anstelle des pneumatischen Stellgliedes vorgeschlagen worden (z. B.
JP 2003 -
527 522 A ). Gemäß
JP 2003 -
527 522 A wird ein Mechanismus für einen variablen Öffnungsgrad der Düse durch ein hydraulisches Servo-Stellglied betätigt, so dass eine genauere Steuerung des Öffnungsgrades erzielt wird. Das hydraulische Servo-Stellglied schaltet die Zufuhr des Drucköls zu den Hydraulikkammern auf beiden Seiten des Servokolbens mit einem Proportional-Magnetventil um. Das heißt, eine Position des Steuerkolbens, der das Magnetventil bildet, wird umgeschaltet, um die Zufuhr von Hydraulikdruck zu den Hydraulikkammern umzuschalten.
DE 600 24 879 T2 offenbart einen Turbolader mit variabler Geometrie. Die
DE 1 453 513 A offenbart eine hydraulische Servo-Kraftverstärkungseinrichtung, in der der Steuerkolben in einem Arbeitskolben angeordnet ist. Auch aus der
DE 11 44 114 A ,
US 3 603 084 A und
US 2 709 421 A sind hydraulische Stellelemente bekannt. Aus der
DE 23 33 525 A1 ist eine hydraulische Leitrad-Verstelleinrichtung bekannt.
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Offenbarung der Erfindung
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Durch die Erfindung zu lösende Probleme
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Gemäß
JP H11-343857 A unterscheidet sich jedoch, da die Betätigungsplatte mit anderen Mitteln hin- und herbewegt wird, d. h. mit dem Luftdruck und der Federkraft, eine Bewegung der Betätigungsplatte in der ersten Richtung von einer Bewegung der Betätigungsplatte in der zweiten Richtung, wodurch es zu unterschiedlichen Bewegungen der Düsenklappe kommt. Dadurch nimmt die Hysterese zu, wodurch es schwierig wird, den Öffnungsgrad der Düse präzise zu steuern. Des Weiteren kann es, da beim Drehen der Düsenklappe eine Last entsprechend dem Aufbau direkt auf die Betätigungsplatte wirkt, zu einer Last-Drift kommen, die von der Größe der Last abhängt, wodurch ebenfalls eine präzise präzise Steuerung des Öffnungsgrades behindert wird. Das heißt, das in der
JP H11-343857 A offenbarte Verfahren ist ein offenes Steuerverfahren nach dem sogenannten Coil-Balance-Prinzip („Federwaage-Prinzip“), das hinsichtlich der Hystereseeigenschaften und der Last-Drift-Eigenschaften nicht vorteilhaft ist.
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Hingegen können bei der
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527 522 A die Eigenschaften unter Verwendung eines hydraulischen Servo-Stellgliedes vom Vierwegtyp verbessert werden. Hingegen bewegt sich bei einer Struktur, die die Zufuhr von Drucköl zu jeder Hydraulikkammer mittels eines Steuerkolbens eines Magnetventils umschaltet, wie es in der
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527 522 A offenbart ist, der Steuerkolben entsprechend einem Gleichgewicht zwischen einem Magnetschub des Magnetventils und einer Federkraft einer Feder, die in dem Magnetventil vorhanden ist; ein Hydraulikkreis öffnet sich aufgrund der Bewegung des Steuerkolbens und bewegt einen Servo-Kolben, ein Ritzel, das mit einer Zahnstange in Eingriff ist, die integral an dem Servo-Kolben vorhanden ist, dreht sich, und ein exzentrischer Nocken, der integral mit dem Ritzel ausgebildet ist, dreht sich und betätigt den Mechanismus zum Anpassen des Düsenöffnungsgrades. Bei dieser Struktur strömt daher, obwohl der Steuerkolben zum Steuern der Position ein Gleichgewicht zwischen dem Magnetschub und der Federlast herstellt, eine große Menge an Drucköl zum Antreiben des Servo-Kolbens durch den Steuerkolben, und die Federkraft ist nicht groß genug, so dass es wahrscheinlich ist, dass Bewegung des Steuerkolbens durch eine Strömungskraft beeinflusst wird, wodurch die Genauigkeit der Steuerkolben-Positionssteuerung eingeschränkt wird. Dabei wird, wenn der Magnetschub verstärkt wird, um die Federlast zu verstärken, der Elektromagnet vergrößert, und es ist ein größerer Raum für den Elektromagneten erforderlich.
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Aus der
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84 545 A ist ein Turbolader gemäß dem Oberbegriff der unabhängigen Ansprüche bekannt. Die
JP S57-134 401 U zeigt eine hydraulische Servo-Antriebseinrichtung.
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Eine Aufgabe der Erfindung besteht darin, einen Turbolader mit variabler Geometrie, der genau steuern kann, und bei dem Steuereigenschaften, wie beispielsweise die Hystereseeigenschaften sowie die Last-Drift-Eigenschaften, verbessert werden und die Zuverlässigkeit erhöht wird, sowie ein Ansteuerverfahren für einen derartigen Turbolader mit variabler Geometrie zu schaffen.
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Mittel zum Lösen der Probleme
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Ein Turbolader mit variabler Geometrie gemäß einem Aspekt der Erfindung ist ein variabler Turbolader gemäß Anspruch 1 oder 2. Dieser enthält Abgas-Einlasswände, die an einer Düse an einer Außenseite eines Turbinenrades vorhanden sind und einander zugewandt sind; eine Vielzahl von Düsenklappen, die zwischen den Abgas-Einlasswänden mit einem vorgegebenen Intervall in einer Umfangsrichtung des Turbinenrades angeordnet sind; einen Schwenkmechanismus, der die Vielzahl von Düsenklappen dreht; und eine hydraulische Servo-Antriebseinrichtung enthält, die den Schwenkmechanismus antreibt, wobei die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung ein Gehäuse, das eine Öffnung an einem Abschnitt desselben aufweist, einen Servo-Kolben, der verschiebbar in dem Gehäuse aufgenommen und über die Öffnung mit dem Schwenkmechanismus verbunden ist, sowie einen Steuerkolben enthält, der in einem Mittelloch des Servo-Kolbens aufgenommen ist und aufgrund von Steuerdruck verschoben wird, wobei das Gehäuse eine erste Hydraulikkammer an einem ersten Ende des Servo-Kolbens und eine zweite Hydraulikkammer an einem zweiten Ende des Servo-Kolbens enthält, Drucköl in die erste Hydraulikkammer und die zweite Hydraulikkammer hinein und aus ihnen heraus geleitet wird, der Servo-Kolben separat einen Druckkanal zum Einleiten des Drucköls von außen in das Mittelloch, einen ersten Kolbenkanal, der das Mittelloch und die erste Hydraulikkammer miteinander verbindet, einen zweiten Kolbenkanal, der das Mittelloch und die zweite Hydraulikkammer miteinander verbindet, und einen Rückführkanal enthält, mit dem das Drucköl der ersten und der zweiten Hydraulikkammer nach außen abgeleitet wird, und wobei der Steuerkolben einen Schalter enthält, der einen Verbindungszustand der Kanäle umschaltet.
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Dabei kann der an dem Steuerkolben vorhandene Schalter beispielsweise ein Steuerkolbensteg eines Steuerkolbens sein.
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Aufgrund der Aspekte der Erfindung kann, da der Servo-Kolben und der Steuerkolben eine hydraulische Servo-Antriebseinrichtung des Vierwegtyps implementieren können, die Drehung der Düsenklappen über die Antriebswelle und den Verbindungsring mit geringer Hysterese durchgeführt werden, und die Antriebslast beim Drehen wird nicht auf den Steuerkolben übertragen, wodurch Last-Drift verhindert wird. Dementsprechend können die Steuereigenschaften, wie beispielsweise die Hystereseeigenschaften und die Last-Drift-Eigenschaften, verbessert werden, und der Öffnungsgrad der Düse kann genau gesteuert werden. Des Weiteren wird der Steuerkolben, der als der Steuerkolben des Magnetventils in der
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527 522 A arbeitet, nicht durch den Hydraulikdruck zum Antreiben des Servo-Kolbens betätigt, sondern durch den von diesem Hydraulikdruck unabhängigen Steuerdruck. So wird verhindert, dass der Steuerkolben durch Strömungskraft beeinflusst wird, so dass die Position des Steuerkolbens mit größerer Präzision gesteuert werden kann und damit eine noch präzisere Steuerung des Öffnungsgrades erzielt wird.
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Des Weiteren kann, da der Steuerkolben in dem Servo-Kolben gleitet, die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung verkleinert werden, um Vergrößerung des Turboladers mit variabler Geometrie zu verhindern, so dass der Turbolader mit variabler Geometrie vorteilhafterweise in einem engen Motorraum angeordnet werden kann.
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Bei der oben beschriebenen Anordnung ist eine Steuer-Hydraulikkammer vorzugsweise an das erste Ende des Servo-Kolbens angrenzend in dem Gehäuse vorhanden und durch eine Trennwand von der ersten Hydraulikkammer getrennt, und die Steuer-Hydraulikkammer ist in einer axialen Richtung des Gehäuses relativ zu der ersten Hydraulikkammer nach außen verschoben.
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Bei diesen Anordnungen kann, da die Steuer-Hydraulikkammer in der axialen Richtung an der Außenseite der ersten Hydraulikkammer ausgebildet ist, die radiale Vergrößerung der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung verhindert werden.
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Vorzugsweise ist bei der oben beschriebenen Anordnung eine Steuer-Hydraulikkammer an das erste Ende des Servo-Kolbens angrenzend in dem Gehäuse vorhanden und durch eine Trennwand von der ersten Hydraulikkammer getrennt, und die Steuer-Hydraulikkammer ist in einer axialen Richtung des Gehäuses relativ zu der ersten Hydraulikkammer nach innen verschoben.
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Bei dieser Anordnung kann, da die Steuer-Hydraulikkammer und die erste Hydraulikkammer einander radial überlappen, axiale Vergrößerung der hydraulischen Servo-Antriebs-einrichtung verhindert werden.
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Bei der oben beschriebenen Anordnung enthält der Servo-Kolben vorzugsweise einen Verbindungsabschnitt zur Verbindung mit dem Schwenkmechanismus an einer Position, die relativ zu dem Druckkanal in einer axialen Richtung verschoben ist.
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Dabei ist der Druckkanal ein Abschnitt, über den das Drucköl zum Bewegen des Servo-Kolbens in einem unter starkem Druck stehenden Zustand bewegt wird, so dass es wahrscheinlich ist, dass eine Form um den Druckkanal herum die Bewegung des Servo-Kolbens beeinflusst. So ist bei dieser Anordnung der Verbindungsabschnitt mit dem Schwenkmechanismus an einer Position vorhanden, die von dem Druckkanal getrennt ist, so dass die Form um den Druckkanal herum in einer idealen Form in Bezug auf hydraulischen Antrieb ausgebildet sein kann, ohne dass Einfluss durch die Form des Verbindungsabschnitts vorhanden ist, wodurch eine ungehinderte Bewegung des Servo-Kolbens erreicht wird.
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In der oben beschriebenen Anordnung enthält der Schwenkmechanismus eine Antriebswelle, die wenigstens eine der Vielzahl von Düsenklappen dreht, sowie einen Verbindungsring, der Drehung der wenigstens einen der Vielzahl von Düsenklappen auf den Rest der Vielzahl von Düsenklappen überträgt, und die Antriebswelle und der Servo-Kolben sind über einen Wandler verbunden, der Ausfahr- und Einfahrbewegung des Servo-Kolbens in Drehbewegung der Antriebswelle umwandelt.
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Bei dieser Anordnung kann eine lineare Bewegung des Servo-Kolbens durch die Wandler in eine Drehbewegung umgewandelt werden, um die Antriebswelle zuverlässig zu drehen.
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Bei der oben beschriebenen Anordnung enthält der Wandler eine Gleitnut, die an einem Außenumfang senkrecht zu der axialen Richtung ausgebildet ist, einen Gleitkörper, der gleitend in die Gleitnut eingreift, sowie einen Arm, der ein erstes Ende, das drehbar in Eingriff mit dem Gleitkörper ist, und ein zweites Ende hat, das mit der Antriebswelle verbunden ist.
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Bei dieser Anordnung kann der Wandler, der durch die Gleitnut, den Gleitkörper und den Arm gebildet wird, in einer einfachen Struktur ausgebildet sein.Alternativ ist erfindungsgemäß wenigstens die erste oder die zweite Hydraulikkammer mit einer Schraubenfeder versehen, die den Servo-Kolben in eine der Bewegungsrichtungen des Servo-Kolbens spannt.
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Bei dieser Anordnung kann, da die Bewegung des Servo-Kolbens in der ersten Richtung durch die Schraubenfeder unterstützt wird, selbst wenn aus irgendeinem Grund das Drucköl in der mit der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung verbundenen Leitung verloren geht, die Federkraft der Schraubenfeder den Öffnungsgrad der Düse des Turboladers mit variabler Geometrie in einem vorgegebenen Zustand halten.
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Ein Verfahren zum Antreiben eines Turboladers mit variabler Geometrie gemäß einem anderen Aspekt der Erfindung ist ein Verfahren zum Antreiben des oben beschriebenen Turboladers mit variabler Geometrie, wobei das Verfahren einschließt: Herstellen von Verbindung des Druckkanals mit dem ersten Kolbenkanal und des zweiten Kolbenkanals mit dem Rückführkanal durch Verschieben des Steuerkolbens in einer ersten Richtung aufgrund von Zunahme des Steuerdrucks, und dementsprechend Bewirken, dass der Servo-Kolben der Verschiebung des Steuerkolbens in der ersten Richtung folgt; Herstellen von Verbindung des Druckkanals mit dem zweiten Kolbenkanal und des ersten Kolbenkanals mit dem Rückführkanal durch Verschieben des Steuerkolbens in einer zweiten Richtung aufgrund von Abnahme des Steuerdrucks, und dementsprechend Bewirken, dass der Servo-Kolben der Verschiebung des Steuerkolbens in der zweiten Richtung folgt, und Drehen der Vielzahl von Düsenklappen durch Antreiben des Schwenkmechanismus mit Verschieben des Servo-Kolbens.
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Gemäß diesem Aspekt der Erfindung können Vorteile erzielt werden, die denen gleichen, die mit dem Turbolader variabler Geometrie gemäß dem oben beschriebenen Aspekt der Erfindung erzielt werden.
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Figurenliste
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- 1 ist eine Schnittansicht, die einen Turbolader mit variabler Geometrie gemäß einer Ausführungsform der Erfindung zeigt.
- 2, die einen Schwenkmechanismus des Turboladers mit variabler Geometrie zeigt, ist eine Ansicht entlang Pfeil II-II in 1.
- 3 ist eine Perspektivansicht, die einen Verbindungsmechanismus des Schwenkmechanismus und einer hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung zeigt.
- 4 ist eine Schnittansicht, die die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung zeigt.
- 5 ist eine Schnittansicht, die der Erläuterung der Bewegung der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung dient.
- 6 ist eine weitere Schnittansicht, die der Erläuterung der Bewegung der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung dient.
- 7 ist eine schematische Ansicht, die einen Schmierkreis eines Motors zeigt.
- 8 ist eine Schnittansicht, die eine Abwandlung der Erfindung zeigt.
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Bezugszeichenliste
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- 1 -
- Turbolader mit variabler Geometrie,
- 3 -
- Turbinenrad,
- 11 -
- Düse,
- 13, 14 -
- Abgaseinlasswand,
- 17 -
- Düsenklappe,
- 20 -
- Schwenkmechanismus,
- 27 -
- Arm,
- 29 -
- Gleitkörper,
- 30 -
- hydraulische Servo-Antriebseinrichtung,
- 31 -
- Servo-Kolben,
- 32 -
- Gleitnut,
- 33 -
- Gehäuse,
- 33A -
- Öffnung,
- 34 -
- Mittelloch,
- 36 -
- Steuerkolben,
- 39 -
- Verbindungsabschnitt,
- 44 -
- Trennwand,
- 46 -
- Steuer-Hydraulikkammer,
- 47 -
- erste Hydraulikkammer,
- 48 -
- zweite Hydraulikkammer,
- 51 -
- Druckkanal,
- 52 -
- Rückführkanal,
- 53 -
- erster Kolbenkanal,
- 54 -
- zweiter Kolbenkanal,
- 56 -
- Schraubenfeder,
- 61, 62 -
- erster, zweiter Steuerkolbensteg (Schalter).
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Beste Ausführungsweise der Erfindung
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Eine Ausführungsform der Erfindung wird im Folgenden unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben.
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1 ist eine Schnittansicht, die einen Turbolader 1 mit variabler Geometrie gemäß der Ausführungsform zeigt. Der Turbolader 1 mit variabler Geometrie enthält eine Turbine an einer rechten Seite in 1 sowie einen Verdichter an einer linken Seite in 1 und ist an einem Motorkörper (nicht dargestellt) vorhanden. Ein Turbinenrad 3 ist in einem Turbinengehäuse 2 an die Turbine angrenzend aufgenommen, und ein Verdichterrad 5 ist in einem Verdichtergehäuse 4 an den Verdichter angrenzend aufgenommen. Eine Welle 6 ist integral an dem Turbinenrad 3 vorhanden, und das Verdichterrad 5 ist an einem Ende der Welle 6 angebracht. Die Welle 6 wird von einem Mittelgehäuse 7 drehbar getragen. Bei dieser Anordnung wird Drehung des Turbinenrades 3, das sich durch Abgas dreht, über die Welle 6 auf das Verdichterrad 5 übertragen, und durch Drehung wird Einlassgas verdichtet und geladen.
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Das Turbinengehäuse 2 ist mit einem schneckenförmigen Abgas-Einlassweg 10 zum Einleiten von Abgas aus dem Motorkörper versehen. Der Abgas-Einlassweg 10 ist in einer Umfangsrichtung durchgehend mit einer Düse 11 zum Einblasen des Abgases auf das Turbinenrad 3 zu versehen, und das über die Düse 11 eingeblasene Abgas versetzt das Turbinenrad 3 in Drehung, bevor es über einen Abgasauslass abgeleitet wird. Die Düse 11 wird durch ein Paar Abgas-Einlasswände 13 und 14 gebildet, die einander zugewandt sind.
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Eine Vielzahl von Düsenklappen 17 sind in Umfangsrichtung zwischen den Abgas-Einlasswänden 13 und 14 mit einem vorgegebenen Umfangsabstand angeordnet. Jede Düsenklappe 17 ist mit einer Welle 18 versehen, die die Abgas-Einlasswand 13 an das Mittelgehäuse 7 angrenzend durchdringt, und die Düsenklappe 17 wird um die Welle 18 herum gedreht. Wenn die Düsenklappe 17 durch einen Schwenkmechanismus 20 gedreht wird, der weiter unten beschrieben wird, wird eine Öffnungsfläche der Düse 11 geändert.
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Da ein Aufbau des Verdichters, der der gleiche ist wie bei einem typischen Turbolader, bekannt ist, wird auf eine ausführlichere Beschreibung desselben verzichtet. Der Schwenkmechanismus 20 wird im Folgenden ausführlich beschrieben.
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Bei dem Aufbau des Schwenkmechanismus 20, wie er in 2 dargestellt ist, werden alle Düsenklappen 17 gedreht, indem eine Antriebswelle 21 gedreht wird, die mit einer der Wellen 18 verbunden ist und von dem Mittelgehäuse 7 (in 2 nicht gezeigt) vorsteht. Das heißt, ein unteres Ende eines im Wesentlichen kokonförmigen (d. h. wie ein Flaschenkürbis geformt) Antriebshebel 22 ist an der Welle 18 befestigt, die mit der Antriebswelle 21 verbunden ist. Des Weiteren ist in einem Zwischenraum zwischen dem Mittelgehäuse 7 und der Abgas-Einlasswand 13 ein ringförmiger Verbindungsring 23 an einer Innenseite der Wellen 18 angeordnet. Einkerbungen 23A sind an dem Verbindungsring 23 jeweils so ausgebildet, dass sie jeder der Wellen 18 entsprechen, und ein vorderes Ende des Antriebshebels 22 ist in eine der Einkerbungen 23A eingepasst. Vordere Enden von Hilfshebeln 24, die ebenfalls im Wesentlichen kokonförmig sind, sind in die anderen Einkerbungen 23A eingepasst, und untere Enden der Hilfshebel 24 sind an den anderen Wellen 18 befestigt.
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Bei dieser Anordnung drehen sich, wenn die Antriebswelle 21 gedreht wird, die Welle 18 und die Düsenklappe 17, die mit der Antriebswelle 21 verbunden ist, und gleichzeitig dreht sich der Antriebshebel 22 und dreht damit den Verbindungsring 23. Die Drehung des Verbindungsrings 23 wird über die Hilfshebel 24 auf die anderen Wellen 18 übertragen, so dass sich die anderen Düsenklappen 17 drehen. Bei diesem Vorgang werden, wenn die Antriebswelle 21 gedreht wird, alle Düsenklappen 17 gleichzeitig gedreht.
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Die Antriebswelle 21 des Schwenkmechanismus 20 wird durch eine hydraulische Servo-Antriebseinrichtung 30 über einen Arm 27 gedreht, der an einem Ende der Antriebswelle 21 vorhanden ist. Die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung 30 ist an einer Position vorhanden, die von der Mitte des Mittelgehäuses 7 nach außen verschoben ist. Ein Abschnitt des Mittelgehäuses 7 ist, obwohl nicht dargestellt, so geformt, dass er nicht mit der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 in Kontakt kommt, und die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung 30 ist an den Abschnitt angrenzend angebracht, ohne in störenden Kontakt mit dem umgebenden Gehäuse zu kommen. Die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung 30 wird im Folgenden ausführlich beschrieben.
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Eine Grundstruktur der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 dreht, wie in 3 gezeigt, die Antriebswelle 21 aufgrund vertikaler Hin- und Herbewegung eines Servo-Kolbens 31. So ist eine Gleitnut 32 senkrecht zu einer axialen Richtung an einem Außenumfang des Servo-Kolbens 31 vorhanden, ein Bolzen 28, der auf die Gleitnut 32 zu vorsteht, ist an dem Arm 27 an die Antriebswelle 21 angrenzend vorhanden, ein Gleitkörper 29 ist auf den Bolzen 28 aufgepasst, und der Gleitkörper 29 ist verschiebbar in die Gleitnut 32 eingepasst.
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Das heißt, bei der Ausführungsform ist ein Wandler, der die Gleitnut 32, den Gleitkörper 29, den Bolzen 28 und den Arm 27 enthält, vorhanden, um die Hin- und Herbewegung des Servo-Kolbens 31 in die Drehbewegung der Antriebswelle 21 umzuwandeln. Mit der vertikalen Bewegung des Servo-Kolbens 31 bewegt sich der Gleitkörper 29 nach oben und nach unten und gleitet in der Gleitnut 32, und die Bewegung des Gleitkörpers 29 sowie die Drehung des Bolzens 28 ermöglichen eine bogenförmige Bewegung des Arms 27, um den Arm 27 zu drehen.
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4 zeigt einen Vertikalschnitt durch die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung 30. In 4 enthält die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung 30 den Servo-Kolben 31, ein Gehäuse 33, das diesen Servo-Kolben 31 verschiebbar aufnimmt, wobei ein Abschnitt desselben eine Öffnung 33A aufweist, sowie einen Steuer-Kolben 36, der in einem Mittelloch 34 aufgenommen ist, das axial durch den Servo-Kolben 31 hindurch verläuft, und der durch Steuerdruck gleitet. Die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung 30 ist in dem Mittelgehäuse 7 des Turboladers 1 mit variabler Geometrie über einen O-Ring 100 angebracht, der eine Umgebung der Öffnung 33A abdichtet.
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Das Gehäuse 33, das eine prismenartige Außenform hat, enthält in seinem Inneren einen zylindrischen Raum 35, der vertikal durch selbiges hindurchverläuft, und der Servo-Kolben 31 ist in dem zylindrischen Raum 35 aufgenommen. Ein oberes und ein unteres Ende des zylindrischen Raums 35 werden durch Abdeckungen 37 und 38 über die O-Ringe 101 und 102 hermetisch abgedeckt. Ein Verbindungsabschnitt 39 der Antriebswelle 21 und des Servo-Kolbens 31 ist an einer Position an die Öffnung 33A des Gehäuses 33 angrenzend ausgebildet. So wird die Größe der Öffnung 33A unter Berücksichtung eines Verschiebungsmaßes des Servo-Kolbens 31 und des Gleitkörpers 29 bestimmt.
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Eine Seite des Gehäuses 33, die von der Öffnung 33A entfernt ist, enthält einen Steuerkanal 41 zum Zuführen von Steuerdruck beispielsweise über ein Proportional-Magnetventil 95 (7), das von dem Turbolader 1 mit variabler Geometrie getrennt angeordnet ist, einen Pumpenkanal 42 zum Zuführen von Drucköl über eine Druckerhöhungspumpe 92 (7), sowie einen Ablasskanal 43 zum Zurückführen des Drucköls. Die Druckerhöhungspumpe 92 und das Magnet-Proportionalventil 95 sind in dem gleichen Motorkörper (nicht dargestellt) installiert, in dem auch der Turbolader 1 mit variabler Geometrie der Ausführungsform installiert ist. Da das Proportional-Magnetventil 95 unabhängig von dem Gehäuse 33 an dem Motorkörper vorhanden ist, kann das Gehäuse 33 verkleinert werden, so dass der Turbolader 1 mit variabler Geometrie selbst verkleinert werden kann, um Raum zu sparen. Dieser Vorteil der Raumeinsparung ist wichtig für eine Baumaschine oder dergleichen, die im Unterschied zu einem Transportfahrzeug oder dergleichen einen außerordentlich kleinen Motorraum aufweist.
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Der zylindrische Raum 35 des Gehäuses 33 wird durch eine Trennwand 44 in einen Abschnitt, in dem der Servo-Kolben 31 gleitet, und einen Abschnitt oberhalb davon unterteilt. Die Trennwand 44 liegt an einem abgesetzten Abschnitt an, der an einem Innenumfang des zylindrischen Raums 35 ausgebildet ist, und ein O-Ring 103 zum Abdichten des Raums, der durch die Trennwand 44 abgetrennt wird, ist in der Nähe des anliegenden Abschnitts vorhanden. Die Trennwand 44 ist mit einem röhrenförmigen Abschnitt 45 versehen, der sich nach unten erstreckt, und der röhrenförmige Abschnitt 45 ist in eine Oberseite des Mittellochs 34 des Servo-Kolbens 31 eingeführt. Der obere der Räume, die durch die Trennwand 44 getrennt werden, bildet eine Steuer-Hydraulikkammer 46, die mit dem Steuerkanal 41 in Verbindung steht.
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Hingegen bildet der untere der Räume, die durch die Trennwand 44 getrennt werden, eine erste Hydraulikkammer 47, die durch die Trennwand 44 und ein oberes Ende des Servo-Kolbens 31 begrenzt wird. Das heißt, die Steuer-Hydraulikkammer 46 ist in einer axialen Richtung nach außen (in der Ausführungsform nach oben) verschoben und verhindert so Vergrößerung der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 als Ganzes. Des Weiteren ist eine zweite Hydraulikkammer 48 zwischen einem unteren Ende des Servo-Kolbens 31 und der unteren Abdeckung 38 ausgebildet.
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Im Folgenden wird der Servo-Kolben 31 beschrieben. Der Servo-Kolben 31 ist mit einem Druckkanal 51 versehen, der das Mittelloch 34 und den Pumpenkanal 42 des Gehäuses 33 miteinander verbindet und das Drucköl von der Pumpe in das Mittelloch 34 einleitet. Außenseiten des Druckkanals 51 liegen in Nuten offen, die einander radial gegenüberliegend ausgebildet sind, und da die Nuten eine vorgegebene vertikale Abmessung haben, sind der Druckkanal 51 und der Pumpenkanal 42 während der Hübe des Servo-Kolbens 31 permanent miteinander verbunden.
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Des Weiteren ist der Servo-Kolben 31 mit einem Rückführkanal 52 versehen, der das Mittelloch 34 und den Ablasskanal 43 des Gehäuses 33 miteinander verbindet, um das Drucköl in dem Mittelloch 34 zu einem Behälter zurückzuführen. Eine Außenseite des Rückführkanals 52 liegt in einer Nut offen, die an einem Außenumfang des Servo-Kolbens 31 ausgebildet ist, so dass der Rückführkanal 52 und der Ablasskanal 43 während der Hübe des Servo-Kolbens 31 ebenfalls permanent miteinander verbunden sind. Des Weiteren ist bei der Ausführungsform, da der Verbindungsabschnitt 39 des Servo-Kolbens 31 und der Antriebswelle 21 an einer Position gegenüber dem Rückführkanal 52 vorhanden ist, der Verbindungsabschnitt 39 in der axialen Richtung relativ zu dem Druckkanal 51 nach unten verschoben.
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Der Servo-Kolben 31 ist, wie in 5 mit unterbrochenen Linien dargestellt, des Weiteren mit einem ersten Kolbenkanal 53, der das Mittelloch 34 und die obere erste Hydraulikkammer 47 miteinander verbindet, und einem zweiten Kolbenkanal 54 versehen, der das Mittelloch 34 und die untere zweite Hydraulikkammer 48 miteinander verbindet. Dabei ist die Öffnung des ersten Kolbenkanals 53 an das Mittelloch 34 angrenzend weiter unten angeordnet als die Öffnung des Druckkanals 51, und die Öffnung des zweiten Kolbenkanals 54 an das Mittelloch 34 angrenzend ist weiter oben angeordnet als die Öffnung des Druckkanals 51. Der erste und der zweite Kolbenkanal 53 und 54 sind jeweils so versetzt, dass sie nicht mit dem Druckkanal 51 oder dem Rückführkanal 52 in Verbindung stehen.
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Ein Anschlagelement 55 ist über einen O-Ring 104 mit dem Servo-Kolben 31 verschraubt, um die untere Seite des Mittellochs 34 hermetisch zu verschließen. Der Servo-Kolben 31 liegt über das Anschlagelement 55 an der Abdeckung 38 an, und die Anliegeposition dient als die unterste Position des Servo-Kolbens 31. Eine Schraubenfeder 56 ist zwischen der Abdeckung 38 und dem Anschlagelement 55 im Inneren der zweiten Hydraulikkammer 48 angeordnet, um eine Aufwärtsbewegung des Servo-Kolbens 31 zu unterstützen. Selbst wenn das Drucköl in der Leitung zu der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 beispielsweise aufgrund einer Störung der Druckerhöhungspumpe 92 verlorengeht, hält die Federkraft der Schraubenfeder 56 den Düsenöffnungsgrad des Turboladers 1 mit variabler Geometrie in einem relativ geöffneten Zustand (vorzugsweise einem vollständig geöffneten Zustand).
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Der Steuerkolben 36 enthält zwei Kolbenstege, d. h. einen ersten und einen zweiten Kolbensteg 61 und 62 (Schalter der Erfindung), in einem im Wesentlichen mittigen Abschnitt desselben. Ein Rückführstromweg 63, der nach unten offen ist, ist in einem Innenraum des Steuerkolbens 36 vorhanden. Eine obere Nut des ersten Steuerkolbenstegs 61 und der Rückführstromweg 63 stehen miteinander in Verbindung, während eine untere Nut des zweiten Steuerkolbenstegs 62 und der Rückführstromweg 63 ebenfalls in Verbindung stehen. Des Weiteren stehen, da die untere Seite des Rückführstromweges 63 offen ist, dieser Rückführstromweg 63, der Rückführkanal 52 und der Ablasskanal 43 in Verbindung.
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Der Steuerkolben 36 kann in dem Mittelloch 34 des Servo-Kolbens 31 über den röhrenförmigen Abschnitt 45 der Trennwand 44 vertikal verschoben werden, und ein oberes Ende des Steuerkolbens 36 ist an einem Halter 64 angeschraubt und befestigt, der im Inneren der Steuer-Hydraulikkammer 46 angeordnet ist. Der Halter 64 wird durch eine Schraubenfeder 65 in der Steuer-Hydraulikkammer 46 nach oben gespannt. Der Steuerkolben 36 wird durch Steuerdruck, der der Spannkraft der Schraubenfeder 65 entgegenwirkt, nach unten bewegt und durch die Spannkraft der Schraubenfeder 65 beim Rückführen des Steuer-Drucköls (das in eine Ölwanne 80 an das Magnetventil 95 angrenzend abgelassen wird, obwohl der Ablassstromweg nicht dargestellt ist) nach oben bewegt.
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Bei der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 mit diesem Aufbau folgt der Servo-Kolben 31, wenn der Steuerkolben 36 relativ zu dem Servo-Kolben 31 angehoben wird, der Aufwärtsbewegung, und wenn der Steuerkolben 36 abgesenkt wird, folgt der Servo-Kolben 31 der Abwärtsbewegung. Dabei wirkt, da der Steuerkolben 36 nur axial in dem Servo-Kolben 31 gleitet, Antriebslast beim Drehen der Düsenklappen 17 auf den Servo-Kolben 31 über den Schwenkmechanismus 20, jedoch nicht auf den Steuerkolben 36.
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Dementsprechend kann, wenn die Position des Steuerkolbens 36 gesteuert wird, um Positionssteuerung des Servo-Kolbens 31 durchzuführen und des Weiteren alle Düsenklappen 17 zu drehen und damit die Öffnungsfläche der Düse 11 zu ändern, die Positionssteuerung des Steuerkolbens 36 durchgeführt werden, ohne dass sie durch die Antriebslast beeinflusst wird, so dass Last-Drift ausgeschlossen werden kann. So kann, selbst wenn von Abgas herrührender Fluiddruck in einem Turbolader instabil ist, d. h. selbst im Fall des Turboladers 1 der Ausführungsform mit variabler Geometrie, die Öffnungsfläche der Düse 11 leicht gesteuert werden, um Emissionen genau zu steuern. Des Weiteren kann, da die Positionssteuerung präzise durchgeführt werden kann, das Steuerformat von Steuerung mit Rückführung (Regelung) zu Vorwärtssteuerung (Steuerung) geändert werden, um die Anspruchszeit zu verkürzen und auf Abweichungen genau zu reagieren.
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Im Folgenden wird die Funktion der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 im Einzelnen unter Bezugnahme auf 4 bis 6 beschrieben. In 4 befinden sich, da der Steuerdruck, der die Spannkraft der Schraubenfeder 65 überwindet, sowohl der Steuerkolben 36 als auch der Servo-Kolben 31 an einer untersten Position. Daher liegt in diesem Zustand ein unteres Ende des Steuerkolbens 36 an einem oberen Ende des Anschlagelementes 55 an, und ein unteres Ende des Anschlagelementes 55 liegt an der Abdeckung 38 an. Des Weiteren ist an dieser Position der obere Steuerkolbensteg 61 des Steuerkolbens 36 relativ zu dem zweiten Kolbenkanal 54 nach unten verschoben, der zweite Kolbenkanal 54 steht mit dem Rückführkanal 52 über den Rückführstromweg 63 in Verbindung, und das Drucköl in der zweiten Hydraulikkammer 48 wird abgelassen.
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Des Weiteren ist auch der zweite, untere Steuerkolbensteg 62 relativ zu dem ersten Kolbenkanal 53 nach unten verschoben, und der Druckkanal 51 sowie der erste Kolbenkanal 53 stehen miteinander in Verbindung. Dementsprechend wird der ersten Hydraulikkammer 47 das Drucköl über den Druckkanal 51 und den ersten Kolbenkanal 53 zugeführt.
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Dabei durchläuft ein Teil des der Steuer-Hydraulikkammer 46 zugeführten Drucköls einen schmalen Zwischenraum, der zwischen dem röhrenförmigen Abschnitt 45 der Trennwand 44 und dem Halter 64 ausgebildet ist, oder einen schmalen Zwischenraum, der zwischen dem röhrenförmigen Abschnitt 45 und einem Außenumfang eines oberen Endes des Steuerkolbens 36 ausgebildet ist, und tritt in einen darunter ausgebildeten Raum ein, d. h. einen Raum, der durch einen Innenumfang des Mittellochs 34 des Steuerkolbens 36, einen Außenumfang des Steuerkolbens 36 und ein unteres Ende des röhrenförmigen Abschnitts 45 gebildet wird.
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Wenn der Steuerdruck von diesem Zustand ausgehend auf einen vorgegebenen Wert abgesenkt wird, indem das Drucköl der Steuer-Hydraulikkammer 46, wie in 5 gezeigt, zurückgeführt wird, wird der Steuerkolben 36 an eine Position angehoben, an der der Steuerdruck mit der Kraft der Schraubenfeder 65 im Gleichgewicht ist. Dabei wird der obere, erste Steuerkolbensteg 61 zu einer oberen Seite des zweiten Kolbenkanals 54 hin verschoben, so dass der zweite Kolbenkanal 54 und der Druckkanal 51 miteinander verbunden werden, um der zweiten Hydraulikkammer 48 das Drucköl zuzuführen.
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Gleichzeitig werden, da der untere zweite Steuerkolbensteg 62 ebenfalls an eine Oberseite des ersten Kolbenkanals 53 verschoben wird, der erste Kolbenkanal 53 und der Rückführstromweg 63 verbunden, und ein Teil des Drucköls in der ersten Hydraulikkammer 47 wird abgelassen, so dass der Servo-Kolben 31 der Aufwärtsbewegung des Steuerkolbens 36 folgt. Diese Aufwärtsbewegung des Servo-Kolbens 31 endet, wenn der erste und der zweite Kolbenkanal 53 und 54 durch den ersten und den zweiten Steuerkolbensteg 61 und 62 verschlossen werden, und der Servo-Kolben 31 kommt an einer Position zum Halten, die der Position entspricht, an der der Steuerkolben 36 zum Halten kommt. Der Servo-Kolben 31 bewegt sich bei der Aufwärtsbewegung nicht über den Steuerkolben 36 hinaus.
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Dann bewegt sich, wie in 6 gezeigt, wenn der Steuerdruck vollständig abgelassen wird, der Steuerkolben 36 nach oben an eine Position, an der das obere Ende des Halters 64 an einem oberen Abschluss der Steuer-Hydraulikkammer 46 anschlägt, und der Servo-Kolben 31, der dieser Bewegung folgt, bewegt sich nach oben, bis sein oberes Ende an der Trennwand 44 anliegt. Dabei befinden sich der Steuerkolben 36 und der Servo-Kolben 31 beide an einer obersten Position, und der erste sowie der zweite Kolbenkanal 53 und 54 werden durch den ersten bzw. den zweiten Steuerkolbensteg 61 und 62 verschlossen, wobei die zweite Hydraulikkammer 48 vollständig mit dem Drucköl gefüllt ist.
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Dabei kehrt das Drucköl, das in den Raum eingetreten ist, der durch den Innenumfang des Mittellochs 34 des Servo-Kolbens 31, den Außenumfang des Steuerkolbens 36 und das untere Ende des röhrenförmigen Abschnitts 45 gebildet wird, über den oben erwähnten Zwischenraum in die Steuer-Hydraulikkammer 46 zurück.
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Wenn der Servo-Kolben 31 an eine vorgegebene Position abgesenkt werden soll, wird der Steuerdruck zugeführt, um den Steuerkolben 36 an eine vorgegebene Position abzusenken. Bei diesem Vorgang wird der zweite Kolbenkanal 54 wieder mit dem Rückführstromweg 63 in Verbindung gebracht, um einen Teil des Drucköls der zweiten Hydraulikkammer 48 abzulassen und so den Servo-Kolben 31 abzusenken. Diese Abwärtsbewegung endet, wenn der erste und der zweite Kolbenkanal 53 und 54 durch den ersten und den zweiten Steuerkolbensteg 61 und 62 verschlossen werden, und der Servo-Kolben 31 kommt an einer Position zum Halten, die der Position entspricht, an der der Steuerkolben 36 zum Halten kommt. Der Servo-Kolben 31 bewegt sich während der Abwärtsbewegung nicht über den Steuerkolben 36 hinaus.
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Bei der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung
30, die wie oben beschrieben arbeitet, wirken der Servo-Kolben
31 und der Steuerkolben
36 als ein Vierwegventil vom Dreistellungstyp, so dass sowohl die Aufwärtsbewegung als auch die Abwärtsbewegung des Servo-Kolbens
31 durch die Zufuhr des Drucköls zu der ersten oder der zweiten Hydraulikkammer
47 und
48 und das Ablassen des Drucköls aus der anderen, das simultan zu der Zufuhr stattfindet, ausgeführt werden können. So können die Hystereseeigenschaften verglichen mit der herkömmlichen offenen Steuerung nach dem sog. Spring-Balance-Prinzip („Federwaage-Prinzip“) erheblich verbessert werden. Dementsprechend kann, da die Last-Drift nicht auftritt und die Hystereseeigenschaften vorteilhaft sind, Anpassung des Öffnungsgrades der Düse
11 präzise ausgeführt werden. Des Weiteren wird, da der Steuerkolben
36 nicht durch Magnetschub, sondern durch Steuerdruck arbeitet, im Unterschied zu der
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527 522 A der Steuerkolben nicht durch die Strömungskraft des Drucköls beeinflusst, wodurch genauere Positionssteuerung des Steuerkolbens
36 erreicht wird.
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Des Weiteren hat der Steuerkolben
36 zum Umschalten der Zufuhr des Drucköls zu der ersten und der zweiten Hydraulikkammer
47 und
48 auch eine Funktion, die dem Steuerkolben des Magnetventils in der
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527 522 A entspricht. Die Anordnung, bei der dieser Steuerkolben
36 im Inneren des Servo-Kolbens
31 gleitet, trägt dazu bei, die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung
30 zu verkleinern, wodurch Vergrößerung des Turboladers
1 mit variabler Geometrie vermieden wird. Des Weiteren kann, obwohl die Ausführungsform ein Magnetventil wie in der
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527 522 A erforderlich macht, um Steuerdruck zuzuführen, dieses Magnetventil an jeder beliebigen geeigneten Position getrennt von dem Turbolader
1 mit variabler Geometrie angeordnet werden, um den Wärmeeinfluss zu verringern, so dass eine Fehlfunktion des Magnetventils verhindert werden kann und damit die Zuverlässigkeit verbessert wird.
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7 zeigt schematisch einen Schmierkreis 70 eines Motors, in dem der Turbolader 1 mit variabler Geometrie der Ausführungsform installiert ist. In dem Schmierkreis 70 wird das Schmieröl in der Ölwanne 80 durch eine Hydraulikpumpe 81 nach oben gepumpt und einer Hauptölleitung 84 über einen Ölkühler 82 und einen Ölfilter 83 zugeführt. Das Schmieröl aus der Hauptölleitung 84 schmiert hauptsächlich eine Kurbelwelle 85 und eine Nockenwelle 86.
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Der Schmierkreis 70 enthält die im Folgenden aufgeführten Wege, die von der Hauptölleitung 84 abzweigen, d.h. einen Einspritzventilseiten-Weg 71 zum Schmieren einer Nockensteuerung oder dergleichen in einem Kraftstoffeinspritzventil 87, einen Getriebemechanismusseiten-Weg 72 zum Schmieren eines Kraftübertragungsmechanismus 88, der ein Steuerrad enthält, einen Kipphebelseiten-Weg 73 zum Schmieren eines Kipphebels 89, einen Turboladerseiten-Weg 74 zum Schmieren eines Lagerungsabschnitts, der die Welle 6 des Turboladers 1 mit variabler Geometrie lagert, und einen ersten Ablassweg 75 zum Zurückführen des Schmieröls von dem Turbolader 1 mit variabler Geometrie und dem Kraftstoffeinspritzventil 87 zu der Ölwanne 80. Des Weiteren sind bei der Ausführungsform ein Drucköl-Zuführweg 90 zum Zuführen eines Teils des Schmieröls zu der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 als das antreibende Drucköl sowie ein zweiter Ablassweg 91 zum Zurückführen des Drucköls zu der Ölwanne 80 über den Ablasskanal 43 der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 separat von dem Schmierkreis 70 vorhanden.
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Das heißt, bei der Ausführungsform, bei der das Drucköl zum Antreiben der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 durch einen Teil eines Motor-Schmieröls bereitgestellt wird, ist der Weg zum Zuführen des Drucköls der Drucköl-Zuführweg 90, der vor der Hauptölleitung 84 abzweigt. Die Druckerhöhungspumpe 92 ist an ein unteres Ende des Drucköl-Zuführweges 90 angrenzend vorhanden, und das unter Druck stehende Drucköl wird dem Pumpenkanal 42 der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 über einen Antriebsdruckweg 93 an ein vorderes Ende des Drucköl-Zuführweges 90 angrenzend zugeführt. Ein Förderdruck der Hydraulikpumpe 81 liegt ungefähr im Bereich von 196 bis 294 kN/m2 (2 bis 3 kg/cm2), und ein Förderdruck nach Druckausübung durch die Druckerhöhungspumpe 92 beträgt ungefähr 1470 kN/m2 (15 kg/cm2). Dabei ist das vordere Ende des Drucköl-Zuführweges 90 in den Antriebsdruckweg 93 zum Speisen des Pumpenkanals 42 und einen Steuerdruckweg 94 zum Zuführen von Steuerdruck zu dem Steuerkanal 41 der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 verzweigt, und daher ist der Steuerdruckweg 94 mit dem Proportional-Magnetventil 95 zum Erzeugen des Steuerdrucks versehen. Indem ein vorgegebener Strom an das Magnetventil 95 angelegt wird, kann Steuerdruck im Bereich von 0 bis 1470 kN/m2 (0 bis 15 kg/cm2) entsprechend dem elektrischen Strom erzeugt werden, um den Steuerkolben 36 an eine Position zu bewegen, die dem Steuerdruck entspricht.
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Obwohl oben die bestmögliche Anordnung, das bestmögliche Verfahren und dergleichen zum Ausführen der Erfindung beschrieben worden sind, wird der Schutzumfang der Erfindung dadurch nicht eingeschränkt. Das heißt, obwohl hauptsächlich eine spezielle Ausführungsform der Erfindung dargestellt und beschrieben ist, kann vom Fachmann eine Vielzahl von Abwandlungen an den Formen, Größen und anderen detaillierten Anordnungen der Erfindung, wie sie oben aufgeführt sind, vorgenommen werden, ohne vom Schutzumfang der erfindungsgemäßen Idee und der Aufgabe der Erfindung abzuweichen.
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Dementsprechend ist die obenstehende Beschreibung, die Formen, Größen und dergleichen einschränkt, eine beispielhafte Beschreibung, die das Verständnis der Erfindung erleichtern soll und den Schutzumfang der Erfindung nicht einschränkt, so dass die Beschreibung mit Namen von Elementen ohne alle oder einen Teil der Einschränkungen, wie beispielsweise Einschränkungen bezüglich der Formen und Größen, in dem Schutzumfang der Erfindung eingeschlossen sind.
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Beispielsweise stellt 8 beispielhaft die Steuer-Hydraulikkammer 46 dar, die an einer Innenseite der ersten Hydraulikkammer 47 vorhanden ist (wobei in der Figur das gesamte Drucköl entfernt ist) und radial mit der ersten Hydraulikkammer 47 fluchtend ist. In diesem Fall ist die Trennwand 44 an einem obersten Abschnitt des zylindrischen Raums 35 angeordnet, und die Steuer-Hydraulikkammer 46 wird hauptsächlich durch den Innenraum der Trennwand 44 gebildet.
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Bei diesem Aufbau kann, da die Hydraulikkammern 46 und 47 aufeinander ausgerichtet sind, eine axiale Abmessung des Gehäuses 33 weiter reduziert werden, wodurch weitere Verkleinerung der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung 30 ermöglicht wird.
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Industrielle Anwendbarkeit
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Die Erfindung kann als ein Turbolader mit variabler Geometrie eingesetzt werden, beispielsweise für eine Baumaschine, die einen engen Motorraum aufweist und normalerweise mit einer Hydraulikpumpe versehen ist.
