EP2375014B1 - Schwenkmotorversteller mit einem Hydraulikventil - Google Patents

Schwenkmotorversteller mit einem Hydraulikventil Download PDF

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EP2375014B1
EP2375014B1 EP11157216.0A EP11157216A EP2375014B1 EP 2375014 B1 EP2375014 B1 EP 2375014B1 EP 11157216 A EP11157216 A EP 11157216A EP 2375014 B1 EP2375014 B1 EP 2375014B1
Authority
EP
European Patent Office
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hydraulic valve
port
switching position
opening
hydraulic
Prior art date
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EP11157216.0A
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English (en)
French (fr)
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EP2375014A1 (de
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Andreas Knecht
Dirk Pohl
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Hilite Germany GmbH
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Hilite Germany GmbH
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Publication date
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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/3442—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
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    • F01L2001/34423—Details relating to the hydraulic feeding circuit
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    • F01L1/3442—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/34423—Details relating to the hydraulic feeding circuit
    • F01L2001/34426—Oil control valves
    • F01L2001/3443—Solenoid driven oil control valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2820/00—Details on specific features characterising valve gear arrangements
    • F01L2820/01—Absolute values

Definitions

  • the invention relates to a Schwenkmotornockenwellenversteller with a hydraulic valve according to the preamble of claim 1.
  • the DE 10 2006 012 733 B4 and the DE 10 2006 012 775 B4 already relate to a Schwenkmotornockenwellenversteller with a hydraulic valve, which has two working ports. These two working ports each have axially adjacent to each other a standard opening and an opening for utilizing pressure peaks due to camshaft alternating torques.
  • a hydraulic pressure can be conducted from a supply connection to the work connection to be loaded, while the work connection to be relieved is guided to a tank connection.
  • the hydraulic valve is designed as a 4/3-way valve in cartridge design.
  • In the sleeve check valves are used on the inside, which are designed as band-shaped rings. By means of these check valves camshaft alternating torques are used to adjust the camshaft adjuster particularly fast or with a relatively low oil pressure can.
  • the check valves cover the openings for the use of pressure peaks due to camshaft alternating torques.
  • the object of the invention is to provide a simple to be controlled with little effort Schwenkmotornockenwellenversteller.
  • the camshaft alternating torques for fast phasing of the camshaft can be used in the invention Schwenkmotornockenwellenversteller. Moreover, due to the use of camshaft alternating torques, it is advantageously possible to enable adjustment with a relatively low oil pressure. A thus possible small dimensions of the oil pump improves the efficiency of the internal combustion engine. The saved volume flow of hydraulic fluid is different Consumers, such as a hydraulic valve lift adjustment available.
  • Pivot camshaft phasors have also recently been applied to the combustion engines with fewer cylinders to reduce fuel consumption, increase performance, and reduce exhaust emissions.
  • the smaller the number of cylinders the greater the fluctuations of the Nockwellen dockmomente.
  • the hydraulic valve is proportional to a first switching position adjustable in which the effect of check valves for the use of camshaft alternating torques is bypassed. Due to the proportional controllability of the control process between use of the camshaft alternating torques and circumvention of this use is continuously controlled.
  • the hydraulic valve is additionally adjustable in favor of a higher control quality in a switching position to bypass the use of camshaft alternating torque.
  • Fig. 1 shows in a circuit diagram a by means of an electromagnet 17 against a spring force of a spring 21 operable hydraulic valve 3, which is controlled proportionally.
  • a Schwenkmotornockenwellenversteller 4 is pivotable.
  • the angular position between the crankshaft and the camshaft is changed during operation of an internal combustion engine.
  • the opening and closing times of the gas exchange valves are shifted so that the internal combustion engine brings its optimal performance at the respective speed.
  • the Schwenkmotornockenwellenversteller 4 allows a continuous adjustment of the camshaft relative to the crankshaft.
  • a first consumer port A and a second consumer port B go to the Schwenkmotornockenwellenversteller 4 from.
  • the hydraulic valve 3 has four ports and five shift positions and can thus also be referred to as a 4/5-way valve with a locking middle position 7.
  • the hydraulic valve 3 is in one of the two switching positions 16, 19, which are represented by the two switch box behind the locking center position 7.
  • the hydraulic valve is in the switch position 19 of the switch box at the very rear.
  • pressure chambers 6 associated with this direction of rotation 1 are acted upon by the first consumer port A by a pressure which comes from a supply port P.
  • the pressure chambers 5 assigned to the second - ie opposite - direction of rotation 2 are relieved to the second consumer connection B.
  • the second consumer port B is guided to a tank 20 via a tank connection T.
  • the adjustment of the camshaft takes place with use of the camshaft alternating torques.
  • an outermost switching position 18 similar to the immediately adjacent switching position 15 is executed.
  • a volume flow from the hydraulic fluid coming from a check valve RSV-A assigned to the first supply connection A is made available to the supply connection P.
  • the other outermost switching position 19 is similar to the immediately adjacent switching position 16 executed.
  • a volume flow of hydraulic fluid coming from a check valve RSV-B assigned to the second supply connection B is made available to the supply connection P.
  • This additional volume flow from the load connection A or B to be relieved is fed into the volume flow coming from an oil pump 12 at the supply connection P.
  • the supply port P leads via a pump check valve RSV-P to the oil pump 12, which applies the pressure for adjusting the Schwenkmotornockenwellenverstellers 4.
  • This pump check valve RSV-P blocks the pressures in the hydraulic valve 3 so that peak pressures coming from the load connection A or B to be relieved can be made available to a larger proportion of the adjustment assistance than is the case with an open oil pump line 14a, 14b would.
  • Fig. 2 to Fig. 6 show a constructive embodiment of the hydraulic valve 3 in the five switching positions 18, 15, 7, 16, 19 according to Fig. 1 ,
  • Fig. 2 shows the hydraulic valve 3 in the first switching position 18, in which the electromagnet 17 according to Fig. 1 a hollow piston 22 of the hydraulic valve 3 does not move.
  • the stroke of the piston 22 is thus at zero.
  • the piston 22 is displaceable within a bushing 27 against the force of the spring designed as a helical compression spring 21.
  • the electromagnet 17 facing the front end is closed to produce a contact surface for an actuating plunger of the electromagnet 17, whereas the other end face for the realization of the tank port T is open.
  • the piston 22 has at its two ends outer webs 23, 24, which are guided relative to the bushing 27.
  • the two outer webs 23, 24 are pierced by transverse bores 29, 30, so that from these transverse bores 29, 30 via the interior of the hollow piston 22 access to the tank port T is present.
  • two narrow ribs 31, 32 are provided, which rotate around the piston 22.
  • These circumferential ribs 31, 32 correspond to two annular webs 33, 34 extending radially inwardly from the bush 27.
  • two axially outer annular webs 35, 36 are provided.
  • These four ring lands 33 to 26 are formed, since five inner ring grooves 37 to 41 are turned out of the socket. In this five réelleringnuten 37 to 41 five connection holes, which are drilled through the wall of the socket 27 open.
  • the axially inner openings A2, B2 for provided a camshaft alternating torque use.
  • the axially inner openings A2, B2 have the band-shaped check valves RSV-A, RSB-B.
  • one of the band-shaped check valves RSV-A and RSB-B is inserted into an inner annular groove 25 and 26 radially inside the axially inner openings A2 and B2 of the bush 27.
  • band-shaped pump check valve RSV-P is still provided in an inner annular groove 28.
  • This pump check valve RSV-P has basically the same structure as the two check valves RSV-A, RSV-B. However, this pump check valve RSV-P may have a different response force.
  • the other two check valves RSV-A and RSV-B block the openings A2 and B2 against pressures from the supply port P and from the the second working port B associated standard opening B1.
  • short-term peak pressures due to the camshaft alternating torques from the first working port A associated opening A2 through its check valve RSV-A.
  • the first working port A is guided or relieved via its standard opening A1 and the transverse bore 30 to the tank port T.
  • the hydraulic valve 3 is in the switching position 15.
  • the rear rib 32 covers the corresponding annular land 34 so far that a flow through the very narrow gap is possible only with increased flow resistance.
  • the very slightly biased check valve RSV-A has a flow resistance, it is the short-term peak pressures due to camshaft alternating torques not possible to get from the first working port A to the second working port B.
  • the first working port A is guided or relieved via its standard opening A1 and the transverse bore 30 to the tank port T.
  • the hydraulic valve 3 is in the locking center position 7.
  • the supply port P is closed by the two ribs 31, 32.
  • the ribs 31, 31 cover the corresponding annular webs 33, 34 in a correspondingly large extent.
  • the two working connections A, B are blocked against the tank drain T.
  • both transverse bores 29, 30 are located axially outside the axially outer inner annular grooves 37, 41.
  • the hydraulic valve 3 is in the switching position 16.
  • coming from the supply port P hydraulic fluid through the gap between the rear rib 32 and the corresponding ring land 34 to the standard opening A1 of the first working port A pass.
  • the front rib 31 covers the corresponding annular web 33 so far that a flow through the very narrow Gap is only possible with increased flow resistance.
  • the very slightly biased check valve RSV-B has a flow resistance, it is the short-term peak pressures due to camshaft alternating torques not possible to get from the second working port B to the first working port A.
  • the second working port B is guided or relieved via its standard opening B1 and the transverse bore 29 to the tank port T.
  • the two middle ribs 31, 32 axially spaced from the two annular ridges 33, 34, so that hydraulic fluid can pass through the gaps between them.
  • hydraulic fluid can pass through the gap between the rearmost outer web 24 and the corresponding annular web 36.
  • the other outer web 23 blocks the foremost inner annular groove 37 and the standard opening B1 of the second working port B for this purpose.
  • the outer web 23 and the foremost annular web 35 overlap over a large sealing length. In this way, in this switching position 19 hydraulic fluid can reach from the supply connection P via the pump check valve RSV-P to the standard opening A1 of the first working connection A.
  • the other two check valves RSV-A and RSV-B block the openings A2 and B2 against pressures from the supply port P and from the standard opening B1 of the second working port B.
  • short-term peak pressures due to the camshaft alternating torques from the opening B2 of the second working port B by the Check valve RSV-B let through.
  • the second working port B is guided or relieved via its standard opening B1 and the transverse bore 29 to the tank port T.
  • the standard opening A1 or B1 and the opening A2 or B2 are summarized for use of camshaft alternating moments only outside the bushing 27 to the working port A and B respectively.
  • an annular groove can be incorporated radially outside into the socket.
  • ball check valves may be used instead of band check valves.
  • the ball check valves need not necessarily be installed in the socket of a cartridge valve. It is also possible, for example, to use the ball check valves in a rotor and run the piston as a central valve which is arranged coaxially and centrally within the rotor hub slidably.
  • screens may also be provided in the direction of flow in front of one or more or even all ports, which protect the running surfaces between the piston and the bushing.
  • the hydraulic valve can also find application in a so-called central valve.
  • the socket is not directly connected to the magnetic part. Instead, the hydraulic valve is centrally located in the rotor of the Schwenkmotornockenwellenverstellers so that the sleeve rotates together with the piston.
  • the magnet is rotationally fixed relative to the cylinder head arranged, so that a relative movement between the plunger of the magnetic member and the piston takes place.
  • camshaft alternating torques does not have to be provided for both directions of rotation. It is also possible to dispense with one of the two axially outermost switching position 18 or 19. As a result, the camshaft alternating torques can then be used directly for faster adjustment only for the one direction of rotation.
  • a use of the camshaft alternating torques can be provided for both directions, but then to one of the two check valves RSV-A, RSV-B bypassing switch positions 15, 16 is omitted.
  • a further switching position in which both working ports A, B are relieved against the tank port T, so that a so-called center locking is made possible.
  • a locking bolt is provided in the Schwenkmotornockenwellenversteller, which fixes the rotor in an angular position against the stator, which is not an end position.
  • Such a central locking is for example in the DE 10 2004 039 800 B4 and the not pre-published DE 10 2009 022 869.1-13 shown.

Description

  • Die Erfindung betrifft ein Schwenkmotornockenwellenversteller mit einem Hydraulikventil nach dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.
  • Die DE 10 2006 012 733 B4 und die DE 10 2006 012 775 B4 betreffen bereits einen Schwenkmotornockenwellenversteller mit einem Hydraulikventil, welches zwei Arbeitsanschlüsse aufweist. Diese beiden Arbeitsanschlüsse weisen jeweils axial benachbart zueinander eine Standardöffnung und eine Öffnung zur Nutzung von Druckspitzen infolge von Nockenwellenwechselmomenten auf. Zur Verstellung der Nockenwelle ist dabei ein hydraulischer Druck von einem Versorgungsanschluss auf den zu belastenden Arbeitsanschluss leitbar, während der zu entlastende Arbeitsanschluss auf einen Tankanschluss geführt wird. Das Hydraulikventil ist als 4/3-Wegeventil in cartridge-Bauweise ausgeführt. In die Buchse sind innenseitig Rückschlagventile eingesetzt, die als bandförmige Ringe ausgeführt sind. Mittels dieser Rückschlagventile werden Nockenwellenwechselmomente genutzt, um den Nockenwellenversteller besonders schnell bzw. mit einem relativ geringen Öldruck verstellen zu können. Die Rückschlagventile verdecken dazu die Öffnungen zur Nutzung von Druckspitzen infolge von Nockenwellenwechselmomenten.
  • Aufgabe der Erfindung ist es, einen mit geringem Abstimmungsaufwand einfach zu regelnden Schwenkmotornockenwellenversteller zu schaffen.
  • Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen von Patentanspruch 1 gelöst.
  • Gemäß einem Vorteil der Erfindung sind beim erfindungsgemäßen Schwenkmotornockenwellenversteller die Nockenwellenwechselmomente zur schnellen Phasenverstellung der Nockenwelle nutzbar. Überdies ist es infolge der Nutzung von Nockenwellenwechselmomenten in vorteilhafter Weise möglich, eine Verstellung mit einem relativ geringen Öldruck zu ermöglichen. Eine damit mögliche geringe Dimensionierung der Ölpumpe verbessert den Wirkungsgrad des Verbrennungsmotors. Der eingesparte Volumenstrom an Hydraulikfluid steht anderen Verbrauchern, wie beispielsweise einer hydraulischen Ventilhubverstellung zur Verfügung.
  • In jüngster Vergangenheit finden Schwenkmotornockenwellenversteller zwecks Kraftstoffverbrauchssenkung, Leistungssteigerung und Schadstoffausstoßverringerung auch bei den Vebrennungsmotoren mit weniger Zylindern Anwendung. Je geringer die Anzahl der Zylinder, desto größer sind die Schwankungen der Nockwellenwechselmomente. Mit der Nutzung der sehr stark schwankenden Nockenwellenwechselmomente zur Phasenverstellung geht jedoch ein hoher Abstimmungsbedarf der Regelung des Hydraulikventils einher. Gemäß einem weiteren Vorteil der Erfindung ist das Hydraulikventil proportional in eine erste Schaltstellung regelbar, in der die Wirkung von Rückschlagventilen zur Nutzung von Nockenwellenwechselmomenten umgangen wird. Infolge der proportionalen Regelbarkeit ist der Regelvorgang zwischen Nutzung der Nockenwellenwechselmomente und Umgehung dieser Nutzung stufenlos steuerbar. Somit ist das Hydraulikventil zugunsten einer höheren Regelgüte zusätzlich in eine Schaltstellung zur Umgehung der Nockenwellenwechselmomentennutzung regelbar.
  • In den Unteransprüchen wird eine konstruktiv besonders einfache Umsetzung eines solchen Hydraulikventils beansprucht. Gegenüber dem in der DE 10 2006 012 733 B4 und die DE 10 2006 012 775 B4 dargestellten Hydraulikventil entsteht ein relativ geringer zusätzliche Kostenaufwand für zwei zusätzliche Rippen am Kolben, der beispielsweise bei einem Kunststoffkolben oder einem anderen Spritzgusskolben vernachlässigbar ist. Der Abstand der Rippen gegenüber den korrespondierenden Ringstegen bzw. Innenringnuten innerhalb der Buchse muss dabei genau definiert sein, da die Überschneidung dieser Rippen mit den Ringstegen der Buchse die Strömungsquerschnitte bestimmt.
  • In besonders vorteilhafter Weise ist es damit möglich, ein solches erfindungsgemäßes Hydraulikventil mit vielen Gleichteilen zu fertigen, welche von Hydraulikventilen ohne Umgehung der Nockenwellenwechselmomentennutzung oder sogar gänzlich ohne Nockenwellenwechselmomentennutzung stammen. Ebenso besteht ein hohes Gleichteilepotential mit Hydraulikventilen mit Mittenverriegelung. Eine solche Gleichteilestrategie unter Veränderung des Kolbens ist beispielsweise in der nicht vorveröffentlichten DE 10 2009 022 869.1-13 dargestellt.
  • Weitere Vorteile der Erfindung gehen aus den weiteren Patentansprüchen, der Beschreibung und der Zeichnung hervor.
  • Die Erfindung ist nachfolgend anhand eines Ausführungsbeispiels näher erläutert.
  • In der Zeichnung zeigen:
    • Fig. 1 in einem Schaltzeichen ein proportional ansteuerbares und in fünf hauptsächliche Schaltstellungen betätigbares Hydraulikventil,
    • Fig. 2 eine konstruktive Umsetzung des Hydraulikventils gemäß Fig. 1 in einer Schaltstellung,
    • Fig. 3 das Hydraulikventil gemäß Fig. 2 in einer anderen Schaltstellung,
    • Fig. 4 das Hydraulikventil gemäß Fig. 2 in einer anderen Schaltstellung,
    • Fig. 5 das Hydraulikventil gemäß Fig. 2 in einer anderen Schaltstellung und
    • Fig. 6 das Hydraulikventil gemäß Fig. 2 in einer anderen Schaltstellung,
  • Fig. 1 zeigt in einem Schaltzeichen ein mittels eines Elektromagneten 17 gegen eine Federkraft einer Feder 21 betätigbares Hydraulikventil 3, das proportional geregelt wird. Mit diesem Hydraulikventil 3 ist ein Schwenkmotornockenwellenversteller 4 verschwenkbar. Mit einem solchen Schwenkmotornockenwellenversteller 4 wird während des Betriebes eines Verbrennungsmotors die Winkellage zwischen der Kurbel- und der Nockenwelle verändert. Durch Verdrehen der Nockenwelle werden die Öffnungs- und Schliesszeitpunkte der Gaswechselventile so verschoben, dass der Verbrennungsmotor bei der jeweiligen Drehzahl seine optimale Leistung bringt. Der Schwenkmotornockenwellenversteller 4 ermöglicht dabei eine stufenlose Verstellung der Nockenwelle relativ zur Kurbelwelle.
  • Vom Hydraulikventil 3 gehen ein erster Verbraucheranschluss A und ein zweiter Verbraucheranschluss B zum Schwenkmotornockenwellenversteller 4 ab. Das Hydraulikventil 3 weist vier Anschlüsse und fünf Schaltstellungen auf und kann somit auch als 4/5-Wege-Ventil mit einer Sperr-Mittelstellung 7 bezeichnet werden. Um den Schwenkmotornockenwellenversteller 4 nun in die erste Drehrichtung 1 zu verschwenken, befindet sich das Hydraulikventil 3 in einer der beiden Schaltstellungen 16, 19, welche durch die beiden Schaltkästchen hinter der Sperr-Mittelstellung 7 dargestellt sind. In der Zeichnung Fig. 1 befindet sich das Hydraulikventil in der Schaltstellung 19 des Schaltkästchens ganz hinten. Dabei werden dieser Drehrichtung 1 zugeordnete Druckkammern 6 vom ersten Verbraucheranschluss A mit einem Druck beaufschlagt, der von einem Versorgungsanschluss P kommt. Hingegen werden dabei die der zweiten - d.h. entgegen gesetzten - Drehrichtung 2 zugeordneten Druckkammern 5 zum zweiten Verbraucheranschluss B hin entlastet. Der zweite Verbraucheranschluss B wird dazu über einen Tankanschluss T auf einen Tank 20 geführt.
  • Umgekehrt gilt analoges. D.h. um den Schwenkmotornockenwellenversteller 4 in die zweite Drehrichtung 2 zu verschwenken, befindet sich das Hydraulikventil 3 in einer der beiden Schaltstellungen 18, 15, welche durch die beiden Schaltkästchen vor der Sperr-Mittelstellung 7 dargestellt sind. In diesen Schaltstellungen 18, 15 werden die dieser Drehrichtung 2 zugeordneten Druckkammern 5 vom zweiten Verbraucheranschluss B mit einem Druck beaufschlagt, der von dem Versorgungsanschluss P kommt. Hingegen werden die der ersten - d.h. entgegen gesetzten - Drehrichtung 1 zugeordneten Druckkammern 6 zum ersten Verbraucheranschluss A hin entlastet. Der erste Verbraucheranschluss A wird dazu über den Tankanschluss T auf den Tank 20 geführt.
  • In der besagten Sperr-Mittelstellung 7 werden sämtliche vier Anschlüsse A, B, P, T gesperrt. In den beiden dieser Sperr-Mittelstellung 7 benachbarten Schaltstellungen 15, 16 erfolgt die Verstellung der Nockenwelle ohne Nutzung der Nockenwellenwechselmomente.
  • Dazu ist in der Schaltstellung 15 der Versorgungsanschluss P auf den zweiten Verbraucheranschluss B geführt, wohingegen der erste Versorgungsanschluss A auf den Tankanschluss T geführt ist. Ein Bypass über ein Rückschlagventil ist in dieser Schaltstellung 15 nicht vorgesehen.
  • In der Schaltstellung 16 ist der Versorgungsanschluss P auf den ersten Verbraucheranschluss A geführt, wohingegen der zweite Versorgungsanschluss B auf den Tankanschluss T geführt ist. Ein Bypass über ein Rückschlagventil ist auch in dieser Schaltstellung 15 nicht vorgesehen.
  • In den beiden äußersten Schaltstellungen 18, 19 des Hydraulikventils 3 erfolgt die Verstellung der Nockenwelle mit Nutzung der Nockenwellenwechselmomente. Dazu ist die eine äußerste Schaltstellung 18 ähnlich der unmittelbar benachbarten Schaltstellung 15 ausgeführt. Zudem wird jedoch ein von einem dem ersten Versorgungsanschluss A zugeordnetem Rückschlagventil RSV-A kommender Volumenstrom vom Hydraulikfluid dem Versorgungsanschluss P zur Verfügung gestellt. Hingegen ist die andere äußerste Schaltstellung 19 ähnlich der unmittelbar benachbarten Schaltstellung 16 ausgeführt. Zudem wird jedoch ein von einem dem zweiten Versorgungsanschluss B zugeordnetem Rückschlagventil RSV-B kommender Volumenstrom von Hydraulikfluid dem Versorgungsanschluss P zur Verfügung gestellt.
  • Dieser zusätzliche Volumenstrom vom zu entlastenden Verbraucheranschluss A bzw. B wird in den von einer Ölpumpe 12 kommenden Volumenstrom am Versorgungsanschluss P eingespeist. Der Versorgungsanschluss P führt dabei über ein Pumpen-Rückschlagventil RSV-P zur Ölpumpe 12, die den Druck zur Verstellung des Schwenkmotornockenwellenverstellers 4 aufbringt. Dieses PumpenRückschlagventil RSV-P sperrt dabei die Drücke im Hydraulikventil 3 ein, so dass von dem zu entlastenden Verbraucheranschluss A bzw. B kommende Spitzendrücke zu einem größeren Anteil der Verstellungsunterstützung zur Verfügung gestellt werden können, als dies bei einer offenen Ölpumpenleitung 14a, 14b der Fall wäre.
  • Fig. 2 bis Fig. 6 zeigen eine konstruktive Ausführungsform des Hydraulikventils 3 in den fünf Schaltstellungen 18, 15, 7, 16, 19 gemäß Fig. 1.
  • Fig. 2 zeigt das Hydraulikventil 3 in der ersten Schaltstellung 18, in welcher der Elektromagnet 17 gemäß Fig. 1 einen hohlen Kolben 22 des Hydraulikventils 3 nicht verschiebt. Der Hub des Kolbens 22 liegt also bei Null. Der Kolben 22 ist dabei innerhalb einer Buchse 27 gegen die Kraft der als Schraubendruckfeder ausgeführten Feder 21 verschieblich. Das dem Elektromagneten 17 zugewandte stirnseitige Ende ist dabei zur Herstellung einer Anlagefläche für einen Betätigungsstößel des Elektromagneten 17 verschlossen, wohingegen das andere stirnseitige Ende zur Verwirklichung des Tankanschlusses T offen ist. Der Kolben 22 weist an dessen beiden Enden Außenstege 23, 24 auf, welche gegenüber der Buchse 27 geführt sind. Die beiden Außenstege 23, 24 sind mittels Querbohrungen 29, 30 durchbohrt, so dass von diesen Querbohrungen 29, 30 über den Innenraum des hohlen Kolbens 22 ein Zugang zum Tankanschluss T vorhanden ist.
  • Axial zwischen den beiden Außenstegen 23, 24 sind zwei schmale Rippen 31, 32 vorgesehen, die um den Kolben 22 umlaufen. Diese umlaufenden Rippen 31, 32 korrespondieren mit zwei sich von der Buchse 27 radial nach innen erstreckenden Ringstegen 33, 34. Neben diesen beiden Ringstegen 33, 34 sind noch zwei axial äußere Ringstege 35, 36 vorgesehen. Diese vier Ringstege 33 bis 26 bilden sich dabei, da fünf Innenringnuten 37 bis 41 aus der Buchse ausgedreht sind. In diese fünf Innenringnuten 37 bis 41 münden fünf Anschlussbohrungen, welche durch die Wand der Buchse 27 gebohrt sind.
  • Diese fünf Anschlussbohrungen bilden von Seiten des Elektromagneten 17 axial aufeinander folgend:
    • eine dem zweiten Arbeitsanschluss B zugehörige Standardöffnung B1,
    • eine dem zweiten Arbeitsanschluss B zugehörige Öffnung B2 zur Nutzung von Nockenwellenwechselmomenten,
    • den Versorgungsanschluss P,
    • eine dem ersten Arbeitsanschluss A zugehörige Standardöffnung A1 und
    • eine dem ersten Arbeitsanschluss A zugehörige Öffnung A2 zur Nutzung von Nockenwellenwechselmomenten.
  • An den beiden Arbeitsanschlüssen A, B sind somit jeweils zwei Öffnungen A1, A2 bzw. B1, B2 vorgesehen. Von diesen sind die axial inneren Öffnungen A2, B2 für eine Nockenwellenwechselmomentennutzung vorgesehen. Im Gegensatz zu den ausschließlich mit den Außenstegen 23, 24 von innen sperrbaren axial äußeren Öffnungen A1, B1 weisen die axial inneren Öffnungen A2, B2 die bandförmigen Rückschlagventile RSV-A, RSB-B auf. Jeweils eines der bandförmigen Rückschlagventile RSV-A bzw. RSB-B ist in eine Innenringnut 25 bzw. 26 radial innerhalb der axial inneren Öffnungen A2 bzw. B2 der Buchse 27 eingesetzt. Mit den Rückschlagventilen RSV-A, RSV-B ist es gemäß dem in der DE 10 2006 012 733 B4 beschriebenen Verfahren möglich, einen Hydraulikdruck, der in den zu entlastenden Druckkammern 5 bzw. 6 infolge Nockenwellenwechselmomenten kurzzeitig über das Niveau des Hydraulikdruckes in den zu belastenden Hydraulikkammern 6 bzw. 5 ansteigt, im Bereich des Versorgungsanschlusses P zur Verfügung zu stellen. Von diesem Versorgungsanschluss P wird dann diese Hydraulikdruckspitze bzw. dieser zusätzliche Hydraulikfluid-Volumenstrom gemeinsam mit dem von der Ölpumpe 12 auf den Versorgungsanschluss P aufgebrachten Hydraulikdruck den zu belastenden Hydraulikkammern 6 bzw. 5 zur Verfügung gestellt.
  • Zudem ist noch das bandförmige Pumpenrückschlagventil RSV-P in einer Innenringnut 28 vorgesehen. Dieses Pumpenrückschlagventil RSV-P ist grundsätzlich gleich aufgebaut, wie die beiden Rückschlagventile RSV-A, RSV-B. Jedoch kann dieses Pumpenrückschlagventil RSV-P eine andere Ansprechkraft aufweisen.
  • In der Schaltstellung 18 gemäß Fig. 2 sind die beiden mittleren Rippen 31, 32 axial von den beiden Ringstegen 33, 34 beabstandet, so dass Hydraulikfluid durch die Spalte dazwischen durchtreten kann. Ebenso kann Hydraulifluid durch den Spalt zwischen dem vordersten Außensteg 23 und dem korrespondierenden Ringsteg 35 an der Buchse 27 durchtreten. Hingegen sperrt der andere Außensteg 24 die hinterste Innenringnut 41 bzw. die dem ersten Arbeitsanschluss A zugehörige Standardöffnung A1. Dazu überlappen sich der Außensteg 24 und der hinterste Ringsteg 36 über eine große Dichtlänge. Damit kann in dieser Schaltstellung 18 Hydraulikfluid vom Versorgungsanschluss P über das Pumpenrückschlagventil RSV-P zu der dem zweiten Arbeitsanschluss B zugehörigen Standardöffnung B1 gelangen. Die beiden anderen Rückschlagventile RSV-A und RSV-B sperren dabei die Öffnungen A2 und B2 gegen Drücke vom Versorgungsanschluss P und aus der dem zweiten Arbeitsanschluss B zugehörigen Standardöffnung B1. Hingegen werden kurzfristige Spitzendrücke infolge der Nockenwellenwechselmomente aus der dem ersten Arbeitsanschluss A zugehörige Öffnung A2 durch dessen Rückschlagventil RSV-A durchgelassen.
  • Der erste Arbeitsanschluss A wird über dessen Standardöffnung A1 und die Querbohrung 30 zum Tankanschluss T geführt bzw. entlastet.
  • Fig. 3 zeigt den Kolben 22 bei einem Hub von a = 0,4 mm. Dabei befindet sich das Hydraulikventil 3 in der Schaltstellung 15. Gegenüber der Schaltstellung 18 überdeckt die hintere Rippe 32 den korrespondierenden Ringsteg 34 so weit, dass ein Durchfluss durch den sehr engen Spalt nur mit erhöhtem Strömungswiderstand möglich ist. Da zudem das sehr geringfügig vorgespannten Rückschlagventil RSV-A einen Strömungswiderstand aufweist, ist es den kurzfristigen Spitzendrücken infolge von Nockenwellenwechselmomenten nicht möglich, vom ersten Arbeitsanschluss A zum zweiten Arbeitsanschluss B zu gelangen.
  • Der erste Arbeitsanschluss A wird über dessen Standardöffnung A1 und die Querbohrung 30 zum Tankanschluss T geführt bzw. entlastet
  • Fig. 4 zeigt den Kolben 22 bei einem Hub von b = 1,55 mm. Dabei befindet sich das Hydraulikventil 3 in der Sperr-Mittelstellung 7. Der Versorgungsanschluss P ist von den beiden Rippen 31, 32 verschlossen. Dazu überdecken die Rippen 31, 31 die korrespondierenden Ringstege 33, 34 im entsprechend großen Maße. Die beiden Arbeitsanschlüsse A, B sind gegen den Tankabfluss T gesperrt. Dazu befinden sich in der Sperr-Mittelstellung 7 beide Querbohrungen 29, 30 axial außerhalb der axial äußeren Innenringnuten 37, 41.
  • Fig. 5 zeigt den Kolben 22 bei einem Hub von c = 2,7 mm. Dabei befindet sich das Hydraulikventil 3 in der Schaltstellung 16. Dabei kann vom Versorgungsanschluss P kommendes Hydraulikfluid durch den Spalt zwischen der hinteren Rippe 32 und dem korrespondierenden Ringsteg 34 zur Standardöffnung A1 des ersten Arbeitsanschlusses A durchtreten. Hingegen überdeckt die vordere Rippe 31 den korrespondierenden Ringsteg 33 so weit, dass ein Durchfluss durch den sehr engen Spalt nur mit erhöhtem Strömungswiderstand möglich ist. Da zudem das sehr geringfügig vorgespannte Rückschlagventil RSV-B einen Strömungswiderstand aufweist, ist es den kurzfristigen Spitzendrücken infolge von Nockenwellenwechselmomenten nicht möglich, vom zweiten Arbeitsanschluss B zum ersten Arbeitsanschluss A zu gelangen.
  • Der zweite Arbeitsanschluss B wird über dessen Standardöffnung B1 und die Querbohrung 29 zum Tankanschluss T geführt bzw. entlastet
  • Fig. 6 zeigt den Kolben 22 bei einem Hub von d = 3,1 mm. Dabei befindet sich das Hydraulikventil 3 in der Schaltstellung 19. In dieser Schaltstellung 19 sind die beiden mittleren Rippen 31, 32 axial von den beiden Ringstegen 33, 34 beabstandet, so dass Hydraulikfluid durch die Spalte dazwischen durchtreten kann. Ebenso kann Hydraulifluid durch den Spalt zwischen dem hintersten Außensteg 24 und dem korrespondierenden Ringsteg 36 durchtreten. Hingegen sperrt der andere Außensteg 23 die vorderste Innenringnut 37 bzw. die Standardöffnung B1 des zweiten Arbeitsanschlusses B. Dazu überlappen sich der Außensteg 23 und der vorderste Ringsteg 35 über eine große Dichtlänge. Damit kann in dieser Schaltstellung 19 Hydraulikfluid vom Versorgungsanschluss P über das Pumpenrückschlagventil RSV-P zu der Standardöffnung A1 des ersten Arbeitsanschlusses A gelangen. Die beiden anderen Rückschlagventile RSV-A und RSV-B sperren dabei die Öffnungen A2 und B2 gegen Drücke vom Versorgungsanschluss P und von der Standardöffnung B1 des zweiten Arbeitsanschlusses B. Hingegen werden kurzfristige Spitzendrücke infolge der Nockenwellenwechselmomente aus der Öffnung B2 des zweiten Arbeitsanschlusses B durch dessen Rückschlagventil RSV-B durchgelassen.
  • Der zweite Arbeitsanschluss B wird über dessen Standardöffnung B1 und die Querbohrung 29 zum Tankanschluss T geführt bzw. entlastet.
  • In dem dargestellten Ausführungsbeispiel werden die Standardöffnung A1 bzw. B1 und die Öffnung A2 bzw. B2 zur Nutzung von Nockenwellenwechselmomenten erst außerhalb der Buchse 27 zum Arbeitsanschluss A bzw. B zusammengefasst. In alternativen Ausgestaltungsformen ist es auch möglich, die Standardöffnung A1 bzw. B1 und die Öffnung A2 bzw. B2 zur Nutzung von Nockenwellenwechselmomenten bereits innerhalb der Buchse 27 zusammenzuführen. Dazu kann beispielsweise eine Ringnut radial außen in die Buchse eingearbeitet sein.
  • In einer weiteren alternativen Ausgestaltungsform können anstelle von Bandrückschlagventilen auch Kugelrückschlagventile verwenden werden. So ist es beispielsweise auch möglich, innerhalb des Hydraulikventils Kugelrückschlagventile zu verwenden, wie diese beispielsweise die DE 10 2007 012 967 B4 zeigt. Die Kugelrückschlagventile müssen dabei jedoch nicht unbedingt in die Buchse eines Cartridgeventils eingebaut sein. Es ist beispielsweise auch möglich, die Kugelrückschlagventile in einen Rotor einzusetzen und den Kolben als Zentralventil auszuführen, der koaxial und zentral innerhalb der Rotornabe verschieblich angeordnet ist.
  • Je nach Einsatzbedingungen des Ventils können in Flussrichtung vor einem oder mehreren bzw. sogar allen Anschlüssen auch Siebe vorgesehen sein, welche die Laufflächen zwischen dem Kolben und der Buchse schützen.
  • Das Hydraulikventil kann auch Anwendung bei einem sogenannten Zentralventil finden. Dabei ist die Buchse nicht mit dem Magnetteil unmittelbar verbunden. Stattdessen ist das Hydraulikventil zentral im Rotor des Schwenkmotornockenwellenverstellers angeordnet, so dass die Buchse gemeinsam mit dem Kolben rotiert. Der Magnet ist hingegen drehfest gegenüber dem Zylinderkopf angeordnet, so dass eine Relativbewegung zwischen dem Stößel des Magnetteils und dem Kolben stattfindet.
  • Die Nutzung von Nockenwellenwechselmomenten muss nicht für beide Drehrichtungen vorgesehen sein. Es ist auch möglich, auf eine der beiden axial äußersten Schaltstellung 18 oder 19 zu verzichten. Demzufolge sind dann nur für die eine Drehrichtung die Nockenwellenwechselmomente direkt zur schnelleren Verstellung nutzbar.
  • In einer alternativen Ausgestaltungsform kann auch für beide Drehrichtung eine Nutzung der Nockenwellenwechselmomente vorgesehen sein, wobei dann jedoch auf eine der beiden die Rückschlagventile RSV-A, RSV-B umgehenden Schaltstellungen 15, 16 verzichtet wird.
  • Dabei sind beliebige Kombinationen von Schaltstellungen möglich. So ist es möglich, außer der Mittelstellung 7 noch die Schaltstellungen
    • 18, 15, 16 oder
    • 15, 16, 19 oder
    • 18, 15, 19 oder
    • 18, 16, 19
    vorzusehen.
  • Am Hydraulikventil kann auch noch eine weitere Schaltstellung vorgesehen sein, in der beide Arbeitsanschlüsse A, B gegen den Tankanschluss T entlastet werden, so dass eine sogenannte Mittenverriegelung ermöglicht wird. Bei einer solchen Mittenverriegelung ist im Schwenkmotornockenwellenversteller ein Verriegelungsbolzen vorgesehen, der den Rotor in einer Winkelstellung gegen den Stator festsetzt, welche keine Endlage ist. Eine solche Mittenverriegelung ist beispielsweise in der DE 10 2004 039 800 B4 und der nicht vorveröffentlichten DE 10 2009 022 869.1-13 dargestellt.
  • Bei den beschriebenen Ausführungsformen handelt es sich nur um beispielhafte Ausgestaltungen. Eine Kombination der beschriebenen Merkmale für unterschiedliche Ausführungsformen ist ebenfalls möglich. Weitere, insbesondere nicht beschriebene Merkmale der zur Erfindung gehörenden Vorrichtungsteile, sind den in den Zeichnungen dargestellten Geometrien der Vorrichtungsteile zu entnehmen.
    • Bezugszeichenliste
    • 1
    Drehrichtung
    2
    Drehrichtung
    3
    Hydraulikventil
    4
    Schwenkmotornockenwellenversteller
    5
    Druckkammer
    6
    Druckkammer
    7
    Sperr-Mittelstellung
    8
    Wechselmomentenrücklaufanschluss
    9
    Wechselmomentenrücklaufanschluss
    10
    Tankrücklauf
    11
    Rückflussleitung
    12
    Ölpumpe
    13
    Rückflussleitung
    14
    a, b Ölpumpenleitung
    15
    Schaltstellung
    16
    Schaltstellung
    17
    Elektromagnet
    18
    Schaltstellung
    19
    Schaltstellung
    20
    Tank
    21
    Feder
    22
    Kolben
    23
    Außensteg
    24
    Außensteg
    25
    Innenringnut
    26
    Innenringnut
    27
    Buchse
    28
    Innenringnut
    29
    Querbohrungen
    30
    Querbohrungen
    31
    Rippe
    32
    Rippe
    33
    Ringsteg
    34
    Ringsteg
    35
    Ringsteg
    36
    Ringsteg
    37
    Innenringnut
    38
    Innenringnut
    39
    Innenringnut
    40
    Innenringnut
    41
    Innenringnut
    A
    erster Arbeitsanschluss
    A1
    erste Standardöffnung
    A2
    erste Öffnung zur Nutzung von Nockenwellenwechselmomenten
    B
    zweiter Arbeitsanschluss
    B1
    zweite Standardöffnung
    B2
    zweite Öffnung zur Nutzung von Nockenwellenwechselmomenten
    P
    Versorgungsanschluss
    T
    Tankanschluss

Claims (6)

  1. Schwenkmotornockenwellenversteller (4) mit einem Hydraulikventil (3), welches zwei Arbeitsanschlüsse (A, B) aufweist, die jeweils axial benachbart zueinander eine Standardöffnung (A1 bzw. B1) und eine Öffnung (A2 bzw. B2) zur Nutzung von Druckspitzen infolge von Nockenwellenwechselmomenten aufweisen, wobei ein hydraulischer Druck von einem Versorgungsanschluss (P) auf den zu belastenden Arbeitsanschluss (A bzw. B) leitbar ist, während der zu entlastende Arbeitsanschluss (B bzw. A) auf einen Tankanschluss (T) geführt wird, dadurch gekennzeichnet, dass eine Schaltstellung (16 bzw. 15) des Hydraulikventils (3) proportional ansteuerbar ist, in welcher die Druckspitzen des zu entlastenden Arbeitsanschlusses (B bzw. A) gegenüber dem zu belastenden Arbeitsanschluss (A bzw. B) gesperrt sind.
  2. Schwenkmotornockenwellenversteller mit einem Hydraulikventil nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass ausgehend von einer Sperr-Mittelstellung (7) des Hydraulikventils (3) zunächst die erste Schaltstellung (16 bzw. 15) und danach eine weitere Schaltstellung (19 bzw. 18) zur Nutzung der Nockenwellenwechselmomente ansteuerbar ist.
  3. Schwenkmotornockenwellenversteller mit einem Hydraulikventil nach Patentanspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Hydraulikventil (3) einen Kolben (22) aufweist, der innerhalb einer Buchse (27) geführt ist und zwei Außenstege (23, 24) zum Sperren der beiden Standardöffnungen (A1, B1) aufweist, wobei axial zwischen diesen Außenstegen (23, 24) zwei Rippen (31, 32) vorgesehen sind, mit denen zum einen in der Sperr-Mittelstellung (7) der Versorgungsanschluss (P) gegen die beiden Arbeitsanschlüsse (A, B) sperrbar ist und zum anderen in der ersten Schaltstellung (16 bzw. 15) die eine Öffnung (B2 bzw. A2) zur Nutzung von Druckspitzen infolge von Nockenwellenwechselmomenten gegen den Versorgungsanschluss (P) sperrbar ist, von dem aus der hydraulische Druck vorbei an der von einem Rückschlagventil (RSV-A bzw. RSV-B) gesperrten anderen Öffnung (A2 bzw. B2) zur Standardöffnung (A1 bzw. B1) geführt wird.
  4. Schwenkmotornockenwellenversteller mit einem Hydraulikventil nach Patentanspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Standardöffnung (B1) des zu entlastenden Arbeitsanschlusses (B) in der ersten Schaltstellung (16 bzw. 15) mittels des einen Außensteges (23 bzw. 24) gegen die Öffnung (B2) des selben Arbeitsanschlusses (B) gesperrt ist.
  5. Schwenkmotornockenwellenversteller mit einem Hydraulikventil nach Patentanspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Außensteg (23 bzw. 24) eine Querbohrung (29 bzw. 30) aufweist, die Hydraulikfluid von der Standardöffnung (B1) des zu entlastenden Arbeitsanschlusses (B) in der ersten Schaltstellung (16 bzw. 15) über den hohl ausgeführten Kolben (22) zum Tankanschluss (T) führt.
  6. Schwenkmotornockenwellenversteller mit einem Hydraulikventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in der besagten proportional ansteuerbaren Schaltstellung (16 bzw. 15) die Druckspitzen des zu entlastenden Arbeitsanschlusses (B bzw. A) gegenüber dem zu belastenden Arbeitsanschluss (A bzw. B) und dem Versorgungsanschluss (P) gesperrt sind.
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