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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, 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 Patentdokument
1).
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Des
Weiteren wird gemäß Patentdokument 1 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. Patentdokument 2). Gemäß Patentdokument 2 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.
- Patentdokument 1: JP-A-11-343857
- Patentdokument 2: JP-T-2003-527522
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Offenbarung der Erfindung
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Durch die Erfindung zu lösende
Probleme
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Gemäß Patentdokument
1 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 präzise Steuerung des Öffnungsgrades
behindert wird. Das heißt, das im Patentdokument 1 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 beim Patentdokument 2 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 Steu erkolbens eines Magnetventils
umschaltet, wie es im Patentdokument 2 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
Ritzet, 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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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 mit variabler
Geometrie, der 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 Mitteloch 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 Patentdokument 2 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-Antriebseinrichtung 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
vorzugsweise 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 vorzugsweise
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.
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Bei
der oben beschriebenen Anordnung ist vorzugsweise 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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Kurze Beschreibung der Zeichnungen
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1 ist
eine Schnittansicht, die einen Turbolader mit variabler Geometrie
gemäß einer Ausführungsform der Erfindung
zeigt.
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2,
die einen Schwenkmechanismus des Turboladers mit variabler Geometrie
zeigt, ist eine Ansicht entlang Pfeil II-II in 1.
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3 ist
eine Perspektivansicht, die einen Verbindungsmechanismus des Schwenkmechanismus
und einer hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung zeigt.
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4 ist
eine Schnittansicht, die die hydraulische Servo-Antriebseinrichtung
zeigt.
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5 ist
eine Schnittansicht, die der Erläuterung der Bewegung der
hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung dient.
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6 ist
eine weitere Schnittansicht, die der Erläuterung der Bewegung
der hydraulischen Servo-Antriebseinrichtung dient.
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7 ist
eine schematische Ansicht, die einen Schmierkreis eines Motors zeigt.
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8 ist
eine Schnittansicht, die eine Abwandlung der Erfindung zeigt.
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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 Um fangsrichtung 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 Schwenkklappe 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 dem Patentdokument 2 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 Patentdokument 2 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 Patentdokument 2 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 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.
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Zusammenfassung
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VARIABLER TURBOLADER UND VERFAHREN ZUM
ANTREIBEN DESSELBEN
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Eine
hydraulische Servo-Antriebseinrichtung (30) zum Antreiben
eines Schwenkmechanismus eines Turboladers mit variabler Geometrie
enthält einen Servo-Kolben (31), der mit einer
Antriebswelle (21) des Schwenkmechanismus verbunden ist,
und einen Steuerkolben (36), der in einem Mittelloch (34) des
Servo-Kolbens (31) aufgenommen ist und aufgrund von Steuerdruck
verschoben wird. Eine erste Hydraulikkammer (47), in die
hinein und aus der heraus Drucköl fließt, ist
in einem Gehäuse (33) vorhanden. Der Servo-Kolben
(31) enthält separat einen Druckkanal (51)
zum Einleiten von Drucköl von außen, einen ersten
Kolbenkanal (53), der das Mittelloch (34) und
die erste Hydraulikkammer (47) miteinander verbindet, einen
zweiten Kolbenkanal (54), der das Mittelloch (34)
und die zweite Hydraulikkammer (48) miteinander verbindet,
und einen Rückführkanal (52) für
austretendes Drucköl.
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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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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
-
- - JP 11-343857
A [0005]
- - JP 2003-527522 [0005]