EP2577004A1 - Hydraulisch betätigte nockenwellenverstellvorrichtung - Google Patents

Hydraulisch betätigte nockenwellenverstellvorrichtung

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EP2577004A1
EP2577004A1 EP11722767.8A EP11722767A EP2577004A1 EP 2577004 A1 EP2577004 A1 EP 2577004A1 EP 11722767 A EP11722767 A EP 11722767A EP 2577004 A1 EP2577004 A1 EP 2577004A1
Authority
EP
European Patent Office
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hydraulic
supply line
valve
adjusting device
oil
Prior art date
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Granted
Application number
EP11722767.8A
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English (en)
French (fr)
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EP2577004B1 (de
Inventor
Steffen RÄCKLEBE
Jochen Auchter
Jochen Broz
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Publication date
Application filed by Schaeffler Technologies AG and Co KG filed Critical Schaeffler Technologies AG and Co KG
Publication of EP2577004A1 publication Critical patent/EP2577004A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP2577004B1 publication Critical patent/EP2577004B1/de
Not-in-force legal-status Critical Current
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    • 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
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/10—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic
    • 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
    • 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
    • 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
    • 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
    • F01L2001/34423—Details relating to the hydraulic feeding circuit
    • F01L2001/34446—Fluid accumulators for the feeding circuit

Definitions

  • the invention relates to a hydraulically operated camshaft adjusting device for changing the relative angular position of a camshaft relative to a crankshaft of an internal combustion engine, wherein the camshaft adjusting device has at least two hydraulic chambers arranged between a stator and a rotor and separated by a wing. Control arrangement are supplied from a pressure oil source with pressurized oil.
  • Camshaft phasing devices particularly those that operate hydraulically, are well known in the art.
  • the hydraulic camshaft adjuster has an impeller in which vanes are molded or arranged.
  • the wings are located in hydraulic chambers, which are incorporated in an outer rotor (usually referred to as a stator).
  • an adjustment of the inner rotor (connected to the camshaft) relative to the stator can take place between an "early stop” and a "late stop”.
  • a generic hydraulically operated camshaft adjusting device is described in DE 10 2006 012 733 A1.
  • By means of a hydraulic oil control arrangement is here from a pressure oil source from the adjustment with Supplied pressure oil.
  • the control of the flow of hydraulic oil is effected by a valve element, which is designed in particular as a 4/3-way proportional valve. Depending on the position of the proportional valve, a control edge is opened in the inlet and the respective displacement chamber (hydraulic chamber) supplied with pressure oil. Due to the design of the valve opens a second control edge, which thus releases the flow of oil from the other displacement chamber (hydraulic chamber) to the tank.
  • the present invention is based on the invention to further develop a camshaft adjuster such that increased adjustment speeds of the camshaft adjuster are possible with the same pressure oil supply or with the same adjustment speed with a reduced pressure oil supply. Furthermore, an increased system rigidity is desired, so that smaller amplitudes of the adjustment angle are possible. In particular, the formation of vacuum-induced gas bubbles in the hydraulic oil should be prevented. In this way, and due to the higher system rigidity, the oscillation amplitudes should be reduced in the event of vibrations occurring. Thus, the mechanical stress of the components of the camshaft adjuster is reduced and the system behavior can be improved. Summary of the invention
  • the hydraulic oil control arrangement of the camshaft adjuster comprises: a first supply line, which is arranged between the pressure oil source and a first hydraulic chamber, wherein in the first supply line, a check valve is arranged, which Flow of hydraulic oil from the source of pressurized oil into the hydraulic the first supply line is free of further switchable valve elements and wherein the first supply line is the only supply line for hydraulic oil from the pressure oil source in the hydraulic chamber, a second supply line which is arranged between the pressure oil source and a second hydraulic chamber wherein in the second supply line, a check valve is arranged, which allows the flow of hydraulic oil from the pressure oil source into the hydraulic chamber and prevents in the opposite direction, the second supply line is free of further switchable valve elements and wherein the second supply line, the only supply line for hydraulic oil the pressure oil source is in the hydraulic chamber, a valve element, which is arranged between the hydraulic chambers and a tank effectively and which has three valve positions, namely a first valve position, in the de r
  • the check valves in the first and in the second supply line can be integrated directly into the hydraulic piston.
  • An alternative provides that the check valves are arranged outside the hydraulic piston.
  • the check valves in the first and in the second supply line may be formed as spring-biased ball check valves, tape check valves or flapper valves.
  • the valve element is preferably designed as a central screw. In this case, it is preferably provided that the valve element is arranged with a threaded portion in a threaded bore in the camshaft of the internal combustion engine.
  • the invention provides that a modified 4/3-way proportional valve is used, wherein the hitherto given fixed mechanical connection of the control edges on the spool is not given.
  • the proposed in comparison with known solutions modification of the hydraulic circuit thus runs on a resolution of the mechanically rigid connection of the (inlet) control edges also.
  • the upstream side control edges (from the pressurized oil source P to the hydraulic chamber A and from the pressurized oil source P to the hydraulic chamber B) are not realized via the spool (hydraulic piston) but independently by two check valves (constituting a logic element circuit). Only the connections from the hydraulic chamber A to the tank T and from the hydraulic chamber B to the tank T are changed by the position of the spool.
  • the proposed embodiment of a camshaft adjuster allows the operation of the same with increased adjustment speeds at the same pressure oil supply or the same adjustment speed with reduced pressure oil supply. Thus, smaller amplitudes of the adjustment can be achieved by increased system rigidity.
  • FIG. 1 shows schematically the structure of a camshaft adjuster for changing the relative angular position of a camshaft relative to a crankshaft of an internal combustion engine
  • 2 shows schematically a valve element for the camshaft adjuster according to FIG. 1 according to the prior art
  • FIG. 3 shows schematically a valve element for the camshaft adjuster according to the invention
  • valve element 4c schematically the valve element with some structural details according to a first embodiment of the invention
  • 5 c shows schematically the valve element with some design details according to a second embodiment of the invention
  • FIG. 6c schematically shows the valve element with some structural details according to a third embodiment of the invention, Fig. 7a to
  • Fig. 7c schematically shows the valve element with some structural details according to a fourth embodiment of the invention.
  • a camshaft adjusting device 1 is schematically outlined, with the only indicated camshaft 2 relative to a (not shown) crankshaft of an internal combustion engine in a conventional manner with respect to the relative rotational position can be adjusted.
  • the camshaft adjusting device 1 comprises a stator 3 (rotatably connected to the crankshaft of the internal combustion engine) and a rotor 4 (rotatably connected to the camshaft 2), wherein between the stator 3 and rotor 4, a rotational adjustment can take place, to which a hydraulic drive is used.
  • This hydraulic drive comprises two hydraulic chambers A and B, which are divided by a wing 5, which is integrally formed on the rotor 4. Accordingly, there is a relative rotational adjustment between the stator 3 and the rotor 4 when pressure oil is supplied or removed via corresponding supply lines 13 and 14, respectively.
  • the controlled supply and removal of pressurized oil into the hydraulic chambers A and B is caused by a hydraulic oil control arrangement 6.
  • oil is passed from a pressure oil source P in the hydraulic chambers A, B and discharged from the chambers A, B back into a tank T.
  • a pump 15 provides via a filter 16, the pressure oil.
  • valve element 1 of the hydraulic oil control assembly 6 is a valve element 1 1, which may be formed as a central valve; in this case, the valve element 1 1 sits with a threaded portion 17 in a centrally disposed threaded bore in the camshaft 2. Details on the structure and operation of a camshaft adjuster 1 and in particular of the valve element 11 are described in the aforementioned DE 10 2008 004 591 A1 of the applicant, to which express reference is made.
  • FIG. 2 shows a previously known embodiment of the valve element 11.
  • the pressure oil passes from the pressure oil source P at a pressure p 0 into the valve element 11 designed as a 4/3-way proportional valve.
  • a hydraulic piston 12 is moved by an electromagnetic actuator in the direction of a translational displacement direction y moves and so made the oil control in a known manner. In this way, no oil enters the hydraulic chambers A and B or out of them in a first valve position. In a second position, oil with a volume flow Q A and a pressure p A is conveyed into the chamber A, wherein at the same time oil from the chamber B can flow into the tank T, where the low ambient pressure ⁇ prevails.
  • a third position becomes oil conveyed with a volume flow Q B and a pressure p B in the chamber B, wherein at the same time oil from the chamber A can flow into the tank T.
  • the control edges of the hydraulic piston 12 are all mechanically coupled or connected. Ie. the inlet and outlet are mechanically connected via the movement of the hydraulic piston 12 (in the direction y).
  • the opened valves are marked by solid arrows, the closed valves by dashed arrows.
  • the hydraulic oil control arrangement 6 is constructed as follows:
  • a check valve 8 is arranged in this first supply line 7. This allows the flow of hydraulic oil from the pressure oil source P in the hydraulic chamber A, in the opposite direction, however, no oil can flow.
  • the first supply line 7 is free of further switchable valve elements. Also, the first supply line 7 is the only supply line with which oil can pass from the pressure oil source P into the hydraulic chamber A. Oil flows when the pressure of the pressure oil source P is higher than the pressure in the chamber A.
  • a second supply line 9 is provided in an analogous manner, which is arranged between the pressure oil source P and a hydraulic chamber B.
  • a check valve 10 In the second supply line 9 is a check valve 10. Again, therefore, hydraulic oil can indeed flow from the pressure oil source P in the hydraulic chamber B, but not in the opposite direction.
  • the second supply line 9 is free of further switchable valve elements; the line 9 is also the only supply line for oil from the pressure oil source P in the hydraulic chamber. Oil flows when the pressure of the pressure oil source P is higher than the pressure in the chamber B.
  • the opened valve is exemplarily marked with a solid arrow in Fig. 3, the closed valve with a dashed arrow.
  • the supply control is thus effected via a hydraulic logic circuit, which form the two check valves 8 and 10.
  • the inlet and outlet are now decoupled from each other; the inlet into the chambers A, B in particular no longer depends on the position of the hydraulic piston 12 (in the direction y).
  • the valve element 1 which is arranged between the hydraulic chambers A, B and the tank effectively, may have three valve positions:
  • first valve position (I, see Figures 4 to 7)
  • second valve position (II, see Figures 4 to 7) hydraulic oil can flow from the first hydraulic chamber A to the tank T; however, the outflow of hydraulic oil from the second hydraulic chamber B to the tank T is interrupted.
  • the check valves 8 and 0 are designed as band check valves (an external spiral band in the form of a sheet metal or plastic spring encloses the bore in the hydraulic piston), wherein they are in the Hydraulic piston 12 are integrated.
  • the hydraulic piston 12 is located as a translatory in the direction y displaceable element in a valve housing and is axially biased against an electromagnetic actuator by a spring 18. While the fluidic connection between the pressure oil source P via the check valves 8 and 10 to the hydraulic chambers A, B always exists, cause the control edges of the hydraulic piston 12, that in the valve position I of FIG. 4a no oil from the chambers A, B in the tank T can drain.
  • valve element 1 1 is schematically outlined, but here instead of the tape check valves spring-loaded ball check valves are used.
  • the mode of action is exactly as described in connection with FIG. 4.
  • the check valves 8 and 10 are integrated into the hydraulic piston 12.
  • Figures 6 and 7 show further alternative embodiments of the proposed valve element 1 1, in which case the check valves 8 and 10 are arranged outside of the hydraulic piston 12.
  • Fig. 6 again provides spring biased ball check valves 8, 10
  • Fig. 7 uses flap check valves 8, 10.
  • the speed of the system is adjusted by means of the resistances in the discharge of the oil from the hydraulic chambers A, B.
  • the proposed solution can be used both in the pressure-driven and in the torque-driven range (ie at high camshaft torques).
  • the filling of the hydraulic chambers A, B thus takes place independently of the position of the hydraulic piston 12 in the valve housing solely by the pressure conditions between the pressure oil source and the chambers A, B.

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
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  • General Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

Eine Nockenwellenverstellvorrichtung (1) weist mindestens zwei zwischen einem Stator (3) und einem Rotor (4) angeordnete und durch einen Flügel (5) getrennte Hydraulikkammern (A, B) auf, die mittels einer Hydrauliköl-Steueranordnung (6) von einer Druckölquelle (P) aus mit Drucköl versorgt werden. Um eine verbesserte Befüllung und Entleerung der Hydraulikkammern zu erreichen, sieht die erfindungsgemäße Hydrauliköl-Steueranordnung vor: erste und zweite Versorgungsleitungen (7, 9), die zwischen der Druckölquelle (P) und einer der Hydraulikkammern (A) angeordnet sind, wobei in den Versorgungsleitungen (7) Rückschlagventile (8, 10) angeordnet ist, wobei die Versorgungsleitungen (7) frei von weiteren schaltbaren Ventilelementen sind und wobei die Versorgungsleitungen (7) die einzige Zuführungsleitung für Hydrauliköl von der Druckölquelle (P) in die Hydraulikkammern (A, B) sind, sowie ein 4/3-Wege-Ventilelement (11), das zwischen den Hydraulikkammern (A, B) und einem Tank (T) wirksam angeordnet ist und das drei Ventilstellungen (I, II, III) aufweist.

Description

Bezeichnung der Erfindung Hydraulisch betätigte Nockenwellenverstellvorrichtung Beschreibung
Gebiet der Erfindung Die Erfindung betrifft eine hydraulisch betätigte Nockenwellenverstellvorrichtung zur Veränderung der relativen Winkellage einer Nockenwelle gegenüber einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, wobei die Nockenwellenverstellvorrich- tung mindestens zwei zwischen einem Stator und einem Rotor angeordnete und durch einen Flügel getrennte Hydraulikkammern aufweist, die mittels einer Hydrauliköl-Steueranordnung von einer Druckölquelle aus mit Drucköl versorgt werden.
Hintergrund der Erfindung Nockenwellenverstellvorrichtungen, insbesondere solche, die hydraulisch arbeiten, sind im Stand der Technik hinlänglich bekannt. Im hydraulischen Nocken- wellenversteller ist ein Flügelrad vorhanden, in dem Flügel eingeformt oder angeordnet sind. Die Flügel befinden sich in Hydraulikkammern, die in einem Außenrotor (zumeist als Stator bezeichnet) eingearbeitet sind. Durch entspre- chende Beaufschlagung der jeweiligen Seite der Hydraulikkammern mit Hyd- raulikfluid kann eine Verstellung des Innenrotors (mit der Nockenwelle verbunden) relativ zum Stator zwischen einem„Frühanschlag" und einem„Spätanschlag" erfolgen. Eine gattungsgemäße hydraulisch betätigte Nockenwellenverstellvorrichtung ist in der DE 10 2006 012 733 A1 beschrieben. Mittels einer Hydrauliköl-Steueranordnung wird hier von einer Druckölquelle aus die Verstellvorrichtung mit Drucköl versorgt. Die Steuerung des Flusses an Hydrauliköl erfolgt durch ein Ventilelement, das insbesondere als 4/3-Wege-Proportionalventil ausgebildet ist. Je nach der Stellung des Proportionalventils wird eine Steuerkante im Zulauf geöffnet und der jeweilige Verdrängerraum (Hydraulikkammer) mit Drucköl versorgt. Aufgrund der Konstruktion des Ventils öffnet eine zweite Steuerkante, welche somit den Ölstrom vom anderen Verdrängerraum (Hydraulikkammer) zum Tank freigibt.
In Folge der üblicherweise zum Einsatz kommenden Konzeption der Ventile ist eine feste mechanische Verbindung der genannten Steuerkanten über den Steuerschieber (Hydraulikkolben) vorhanden. Daher kann es insbesondere bei hohen Nockenwellenmomenten (momentgetriebener Bereich) dazu kommen, dass keine ausreichende Befüllung der Hydraulikkammern mit den erforderlichen Volumenströmen erfolgt. Bei großen Nockenwellenmomenten kann auf- grund des hohen Druckniveaus mehr Öl aus dem Versteller in den Tank gefördert werden, als über die Zulaufwiderstände in den Versteller. Diese Volumenstrombegrenzung im Zulauf ergibt sich aus der Druckölversorgung, dem Widerstand im Motorblock, im Zylinderkopf und dem dominanten Widerstand der Zulaufsteuerkante des Proportionalventils.
Demgemäß ist also in nachteiliger Weise keine unabhängige Befüllung und Entleerung der Hydraulikkammers gewährleistet. Bei Systemen mit geringem Ölversorgungsdruck und hohem Wechselmoment des Ventiltriebs und der Nockenwelle führt dies zum Teil zu einer gravierenden Unterversorgung der Zu- lauf-Hydraulikkammer. Im Öl gelöstes Gas wird frei und bei Richtungsumkehr des Wechselmoments erfolgt die Kompression der gelösten Luft, die gesamte Trägheit des Verstellsystems wird in dieser Phase nahezu widerstandsfrei beschleunigt. Geht die Luft in Lösung, wird bei Kontakt zwischen den Flügeln des Nockenwellenverstellers und dem Öl die kinetische Energie des Verstellsys- tems in Druckenergie umgewandelt und es entstehen Druckspitzen. Diese können unerwünschte Geräusche und große Amplituden des Schwingwinkels verursachen, das eine Verringerung der Systemsteif ig keit bedeutet bzw. eine me- chanische Überbeanspruchung des Nockenwellenverstellers zur Folge haben kann.
Es besteht ein Trend im Rahmen der stets angestrebten Verbrauchs- und E- missionsreduzierung an Otto- und Dieselmotoren, den Versorgungsdruck und damit die Ölpumpenleistung des Motors zu verringern. Dies führte bereits zu einer veränderten Steuerkantenauslegung der Proportionalventile, die im Zulauf entdrosselt wurden. Allerdings besteht die mechanische Kopplung zwischen Zu- und Ablaufwiderstand nach wie vor.
Aufgabe der Erfindung
Der vorliegenden Erfindung liegt die A u fg a b e zugrunde, einen Nockenwel- lenversteller so fortzubilden, dass erhöhte Verstellgeschwindigkeiten des No- ckenwellenverstellers bei gleicher Druckölversorgung bzw. bei gleicher Verstellgeschwindigkeit mit einer reduzierten Druckölversorgung möglich werden. Weiterhin wird eine erhöhte Systemsteifigkeit angestrebt, so dass kleinere Amplituden des Verstellwinkels möglich werden. Insbesondere soll die Bildung unterdruckbedingter Gasblasen im Hydrauliköl verhindert werden. Hierdurch und durch die höhere Systemsteifigkeit sollen im Falle auftretender Schwingungen die Schwingungsamplituden verringert werden sollen. Somit soll die mechanische Beanspruchung der Bauteile des Nockenwellenverstellers reduziert und das Systemverhalten so verbessert werden. Zusammenfassung der Erfindung
Die L ö s u n g dieser Aufgabe durch die Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass die Hydrauliköl-Steueranordnung des Nockenwellenverstellers aufweist: - eine erste Versorgungsleitung, die zwischen der Druckölquelle und einer ersten Hydraulikkammer angeordnet ist, wobei in der ersten Versorgungsleitung ein Rückschlagventil angeordnet ist, das den Fluss von Hydrauliköl von der Druckölquelle in die Hyd- raulikkammer zulässt und in die Gegenrichtung verhindert, wobei die erste Versorgungsleitung frei von weiteren schaltbaren Ventilelementen ist und wobei die erste Versorgungsleitung die einzige Zuführungsleitung für Hydrauliköl von der Druckölquelle in die Hydraulikkammer ist, eine zweite Versorgungsleitung, die zwischen der Druckölquelle und einer zweiten Hydraulikkammer angeordnet ist, wobei in der zweiten Versorgungsleitung ein Rückschlagventil angeordnet ist, das den Fluss von Hydrauliköl von der Druckölquelle in die Hydraulikkammer zulässt und in die Gegenrichtung verhindert, wobei die zweite Versorgungsleitung frei von weiteren schaltbaren Ventilelementen ist und wobei die zweite Versorgungsleitung die einzige Zuführungsleitung für Hydrauliköl von der Druckölquelle in die Hydraulikkammer ist, ein Ventilelement, das zwischen den Hydraulikkammern und einem Tank wirksam angeordnet ist und das drei Ventilstellungen aufweist, nämlich eine erste Ventilstellung, in der der Abfluss von Hydrauliköl von den beiden Hydraulikkammern in den Tank unterbrochen ist, eine zweite Ventilstellung, in der der Abfluss von Hydrauliköl von der ersten Hydraulikkammer zum Tank freigegeben und der Abfluss von Hydrauliköl von der zweiten Hydraulikkammer zum Tank unterbrochen ist, und eine dritte Ventilstellung, in der der Abfluss von Hydrauliköl von der zweiten Hydraulikkammer zum Tank freigegeben und der Abfluss von Hydrauliköl von der ersten Hydraulikkammer zum Tank unterbrochen ist. Das Ventilelement umfasst zumeist einen Hydraulikkolben zur Einstellung der Ventilstellungen, der von einem Betätigungselement in eine translatorische Verschieberichtung verschoben werden kann. Bei dem Betätigungselement handelt es sich bevorzugt um einen Elektromagneten.
Die Rückschlagventile in der ersten und in der zweiten Versorgungsleitung können direkt in den Hydraulikkolben integriert sein. Eine Alternative sieht vor, dass die Rückschlagventile außerhalb des Hydraulikkolbens angeordnet sind. Die Rückschlagventile in der ersten und in der zweiten Versorgungsleitung können als federvorgespannte Kugelrückschlagventile, als Bandrückschlagventile oder als Klappenventile ausgebildet sein.
Das Ventilelement ist bevorzugt als Zentralschraube ausgebildet. In diesem Falle ist vorzugsweise vorgesehen, dass das Ventilelement mit einem Gewindeabschnitt in einer Gewindebohrung in der Nockenwelle der Brennkraftmaschine angeordnet ist.
Demgemäß ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass ein modifiziertes 4/3-Wege- Proportionalventil zum Einsatz kommt, wobei die bislang gegebene feste mechanische Verbindung der Steuerkanten über den Steuerschieber nicht gegeben ist. Die im Vergleich mit vorbekannten Lösungen vorgesehene Modifikation der hydraulischen Schaltung läuft also auf eine Auflösung der mechanisch starren Verbindung der (Zulauf)Steuerkanten hinaus.
Die zulaufseitigen Steuerkanten (von der Druckölquelle P in die Hydraulikkammer A und von der Druckölquelle P in die Hydraulikkammer B) werden nicht über den Steuerschieber (Hydraulikkolben) realisiert, sondern unabhängig durch zwei Rückschlagventile (die eine Logikelement-Schaltung darstellen). Nur die Verbindungen von der Hydraulikkammer A zum Tank T sowie von der Hydraulikkammer B zum Tank T werden durch die Position des Steuerschiebers verändert. Die vorgeschlagene Ausgestaltung eines Nockenwellenverstellers erlaubt den Betrieb desselben mit erhöhten Verstellgeschwindigkeiten bei gleicher Druckölversorgung bzw. gleicher Verstellgeschwindigkeit mit reduzierter Druckölversorgung. Somit können kleinere Amplituden des Verstellwinkels durch eine erhöh- te Systemsteifigkeit erreicht werden.
Vorteilhaft ist daher, dass eine erhöhte Verstellgeschwindigkeit und ein reduziertes Schwingungsverhalten erreichbar sind. Damit kann der Versteller besonders gut in Anwendungen eingesetzt werden, bei denen eine hohe Ge- schwindigkeiten über ein Ventil gesteuert werden, bei denen hohe Kräfte oder Momente bei geringem Versorgungsdruck auftreten.
Im Vergleich mit vorbekannten Lösungen können geringere Fertigungskosten realisiert werden, da die aufwändige Fertigung zweier Steuerkanten des Hyd- raulikkolbens nicht erforderlich ist. Es sind auch sonst nur geringe Änderungen an der vorhandenen Konstruktion des Nockenwellenverstellers erforderlich, um die Erfindung umzusetzen. Bei gleichem Bauraum ist eine Integration in bestehende Ausführungen möglich. Die vorgeschlagene Modifikation eines 4/3-Wege-Proportionalventils erlaubt es, dass eine unterdruckbedinge Gasblase aufgrund der Trennung der mechanischen Verbindung der Zulauf- und Ablaufsteuerkante des Hydraulikkolbens verhindert werden kann. Das Vermeiden von Gasblasen erhöht die Steifigkeit des Systems.
Kurze Beschreibung der Figuren
In den Zeichnungen sind Ausführungsbeispiele der Erfindung dargestellt. Es zeigen:
Fig. 1 schematisch den Aufbau eines Nockenwellenverstellers zur Veränderung der relativen Winkellage einer Nockenwelle gegenüber einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, Fig. 2 schematisch ein Ventilelement für den Nockenwellenversteller gemäß Fig. 1 nach dem Stand der Technik, Fig. 3 schematisch ein Ventilelement für den Nockenwellenversteller gemäß der Erfindung,
Fig. 4a bis
Fig. 4c schematisch das Ventilelement mit einigen konstruktiven Details gemäß einer ersten Ausführungsform der Erfindung,
Fig. 5a bis
Fig. 5c schematisch das Ventilelement mit einigen konstruktiven Details gemäß einer zweiten Ausführungsform der Erfindung,
Fig. 6a bis
Fig. 6c schematisch das Ventilelement mit einigen konstruktiven Details gemäß einer dritten Ausführungsform der Erfindung, Fig. 7a bis
Fig. 7c schematisch das Ventilelement mit einigen konstruktiven Details gemäß einer vierten Ausführungsform der Erfindung.
Ausführliche Beschreibung der Figuren
In Fig. 1 ist schematisch eine Nockenwellenverstellvorrichtung 1 skizziert, mit der eine nur angedeutete Nockenwelle 2 relativ zu einer (nicht dargestellten) Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine in an sich bekannter Weise bezüglich der relativen Drehstellung eingestellt werden kann. Hinsichtlich Details wird ausdrücklich auf die DE 10 2008 004 591 A1 der Anmelderin Bezug genommen; in diesem Dokument ist die Arbeitsweise eines hydraulischen Nockenwel- lenverstellers eingehend beschrieben, so dass an dieser Stelle hierauf nicht näher eingegangen werden muss. Die Nockenwellenverstellvorrichtung 1 umfasst einen Stator 3 (drehfest verbunden mit der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine) sowie einen Rotor 4 (drehfest verbunden mit der Nockenwelle 2), wobei zwischen Stator 3 und Ro- tor 4 eine Drehverstellung erfolgen kann, wozu ein hydraulischer Antrieb eingesetzt wird. Dieser hydraulische Antrieb umfasst zwei Hydraulikkammern A und B, die von einem Flügel 5 unterteilt werden, der am Rotor 4 angeformt ist. Demgemäß kommt es zu einer relativen Drehverstellung zwischen Stator 3 und Rotor 4, wenn über entsprechende Zulaufleitungen 13 bzw. 14 Drucköl zu- bzw. abgeführt wird. Die gesteuerte Zu- bzw. Abfuhr von Drucköl in die Hydraulikkammern A bzw. B wird durch eine Hydrauliköl-Steueranordnung 6 veranlasst. Dabei wird Öl von einer Druckölquelle P in die Hydraulikkammern A, B geleitet bzw. aus den Kammern A, B wieder in einen Tank T abgeführt. Eine Pumpe 15 stellt über ein Filter 16 das Drucköl bereit.
Kernelement der Hydrauliköl-Steueranordnung 6 ist ein Ventilelement 1 1 , das als Zentralventil ausgebildet sein kann; in diesem Falle sitzt das Ventilelement 1 1 mit einem Gewindeabschnitt 17 in einer zentral angeordneten Gewindebohrung in der Nockenwelle 2. Details zum Aufbau und zur Wirkungsweise eines Nockenwellenverstellers 1 und insbesondere des Ventilelements 11 sind in der genannten DE 10 2008 004 591 A1 der Anmelderin beschrieben, auf die insoweit ausdrücklich Bezug genommen wird.
Eine vorbekannte Ausgestaltung des Ventilelements 11 zeigt Fig. 2. Das Druck- öl gelangt von der Druckölquelle P mit einem Druck p0 in das als 4/3-Wege- Proportionalventil ausgebildete Ventilelement 11. Ein Hydraulikkolben 12 wird von einem elektromagnetischen Aktuator in Richtung einer translatorischen Verschieberichtung y bewegt und so die Ölsteuerung in bekannter Weise vorgenommen. Hiermit gelangt in einer ersten Ventilstellung kein Öl in die Hydrau- likkammern A und B bzw. aus diesen wieder heraus. In einer zweiten Stellung wird Öl mit einem Volumenstrom QA und einem Druck pA in die Kammer A gefördert, wobei gleichzeitig Öl aus der Kammer B in den Tank T abfließen kann, wo der geringe Umgebungsdruck ργ herrscht. In einer dritten Stellung wird Öl mit einem Volumenstrom QB und einem Druck pB in die Kammer B gefördert, wobei gleichzeitig Öl aus der Kammer A in den Tank T abfließen kann. Die Steuerkanten des Hydraulikkolbens 12 sind dabei alle mechanisch gekoppelt bzw. verbunden. D. h. der Zu- und Ablauf sind mechanisch über die Bewegung des Hydraulikkolbens 12 (in Richtung y) verbunden. Die geöffneten Ventile sind exemplarisch mit durchgezogenen Pfeilen markiert, die geschlossenen Ventile mit gestrichelten Pfeilen.
Gegenüber dieser vorbekannten Lösung sieht die Erfindung gemäß Fig. 3 vor, dass die Hydrauliköl-Steueranordnung 6 wie folgt aufgebaut ist:
Vorgesehen ist zunächst eine erste Versorgungsleitung 7, die zwischen der Druckölquelle P und der Hydraulikkammer A angeordnet ist. In dieser ersten Versorgungsleitung 7 ist ein Rückschlagventil 8 angeordnet. Dieses erlaubt den Fluss von Hydrauliköl von der Druckölquelle P in die Hydraulikkammer A, in die Gegenrichtung kann indes kein Öl fließen. Die erste Versorgungsleitung 7 ist dabei frei von weiteren schaltbaren Ventilelementen. Auch ist die erste Versorgungsleitung 7 die einzige Zuführungsleitung, mit der Öl von der Druckölquelle P in die Hydraulikkammer A gelangen kann. Öl fließt, wenn der Druck der Druckölquelle P höher ist als der Druck in der Kammer A.
Dann ist in analoger Weise eine zweite Versorgungsleitung 9 vorgesehen, die zwischen der Druckölquelle P und einer Hydraulikkammer B angeordnet ist. In der zweiten Versorgungsleitung 9 ist ein Rückschlagventil 10. Wiederum kann daher Hydrauliköl zwar von der Druckölquelle P in die Hydraulikkammer B fließen, in die Gegenrichtung allerdings nicht. Die zweite Versorgungsleitung 9 ist frei von weiteren schaltbaren Ventilelementen; die Leitung 9 ist auch die einzige Zuführungsleitung für Öl von der Druckölquelle P in die Hydraulikkammer. Öl fließt, wenn der Druck der Druckölquelle P höher ist als der Druck in der Kam- mer B.
Das geöffnete Ventil ist exemplarisch mit einem durchgezogenen Pfeil in Fig. 3 markiert, das geschlossene Ventil mit einem gestrichelten Pfeil. Die Zulaufsteuerung erfolgt also über eine hydraulische Logikschaltung, die die beiden Rückschlagventile 8 und 10 bilden. Der Zu- und Ablauf sind jetzt voneinander entkoppelt; der Zulauf in die Kammern A, B hängt insbesondere nicht mehr von der Stellung des Hydraulikkolbens 12 (in Richtung y) ab.
Das Ventilelement 1 1 , das zwischen den Hydraulikkammern A, B und dem Tank wirksam angeordnet ist, kann drei Ventilstellungen aufweisen:
In einer ersten Ventilstellung (I, s. Figuren 4 bis 7) ist der Abfluss von Hydrauliköl von den beiden Hydraulikkammern A, B in den Tank T unterbrochen. In einer zweite Ventilstellung (II, s. Figuren 4 bis 7) kann Hydrauliköl von der ersten Hydraulikkammer A zum Tank T abfließen; der Abfluss von Hydrauliköl von der zweiten Hydraulikkammer B zum Tank T ist allerdings unterbrochen.
In einer dritten Ventilstellung (III, s. Figuren 4 bis 7) ist der Abfluss von Hydrau- liköl von der zweiten Hydraulikkammer B zum Tank T freigegeben; der Abfluss von Hydrauliköl von der ersten Hydraulikkammer A zum Tank T ist aber unterbrochen.
Konstruktive Schemata dieser prinzipiellen Ausgestaltung zeigen die Figuren 4 bis 7 jeweils für die drei genannten Ventilstellungen I, II und III.
In Fig. 4a, Fig. 4b und Fig. 4c ist zu sehen, dass die Rückschlagventile 8 und 0 als Bandrückschlagventile ausgebildet sind (ein außenliegendes Spiralband in Form einer Blech- oder Kunststofffeder umschließt die Bohrung im Hydrau- likkolben), wobei sie in den Hydraulikkolben 12 integriert sind. Der Hydraulikkolben 12 befindet sich als translatorisch in Richtung y verschiebliches Element in einem Ventilgehäuse und wird gegen einen elektromagnetischen Aktuator durch eine Feder 18 axial vorgespannt. Während die fluidische Verbindung zwischen der Druckölquelle P über die Rückschlagventile 8 und 10 zu den Hydraulikkammern A, B stets besteht, veranlassen die Steuerkanten des Hydraulikkolbens 12, dass in der Ventilstellung I gemäß Fig. 4a kein Öl von den Kammern A, B in den Tank T abfließen kann.
Wird der Hydraulikkolben 12 relativ zum Gehäuse des Ventilelements etwas weiter nach rechts in die Ventilstellung III bewegt (s. Vergleich der Figuren 4a und 4b), wird eine Abflussmöglichkeit für Öl aus der Kammer B in den Tank T geschaffen; da die fluidische Verbindung zwischen der Druckölquelle P und der Kammer A über das Rückschlagventil 8 ständig besteht, kann somit Öl in die Kammer A einfließen, während gleichzeitig Öl aus der Kammer B in den Tank T abfließen kann (s. gestrichelte Linie in Fig. 4b). Ein Rückfließen von Öl von der Kammer B zur Druckölquelle P wird durch das geschlossene Rückschlagventil 10 verhindert.
Wird indes der Hydraulikkolben 12 - verglichen mit der Stellung gemäß Fig. 4a - relativ zum Ventilgehäuse etwas nach links, d. h. in die Ventilstellung II bewegt, wie es in Fig. 4c zu sehen ist, ergibt sich das umgekehrte Bild: Jetzt kann Öl von der Kammer A in den Tank T abfließen; über die ständige Verbindung zwischen der Druckölquelle P und der Kammer B, in der das Rückschlagventil 10 angeordnet ist, fließt Öl in die Kammer B nach und entsprechend von der Kammer A in den Tank T (s. gestrichelte Linie in Fig. 4c). Ein Rückfließen von Öl von der Kammer A zur Druckölquelle P wird durch das geschlossene Rück- schlagventil 8 verhindert.
In den Figuren 5a, 5b und 5c ist eine analoge Ausgestaltung des Ventilelements 1 1 schematisch skizziert, wobei hier allerdings statt der Bandrückschlagventile federvorgespannte Kugelrückschlagventile zum Einsatz kommen. Die Wirkungsweise ist allerdings genau so, wie im Zusammenhang mit der Fig. 4 beschrieben. Für beide Lösungen - d. h. gemäß Fig. 4 und gemäß Fig. 5 - gilt, dass die Rückschlagventile 8 und 10 in den Hydraulikkolben 12 integriert sind.
Dies muss aber nicht zwingend so sein. Die Figuren 6 und 7 zeigen weitere alternative Ausgestaltungen des vorgeschlagenen Ventilelements 1 1 , wobei hier die Rückschlagventile 8 und 10 außerhalb des Hydraulikkolbens 12 angeordnet sind. Fig. 6 sieht wiederum federvorgespannte Kugelrückschlagventile 8, 10 vor, während Fig. 7 Klappen-Rückschlagventile 8, 10 einsetzt. Die Geschwindigkeit des Systems wird mittels der Widerstände im Ablauf des Öls aus den Hydraulikkammeren A, B eingestellt.
Demgemäß kann mit der vorgeschlagenen Lösung eine Entkopplung des Zulaufs von Öl von der Druckölquelle P in die Kammern A und B von der Ab- laufsteuerkante von den Kammern A bzw. B in den Tank T erreicht werden. Der Vorteil dieser Konzeption ist vor allem eine ausreichende Befüllung der Kammern A, B, wodurch das Ausgasen der im Öl gelösten Luft weitgehend vermieden wird. Damit werden sowohl das Schwingungs- als auch das Geräuschverhalten des Nockenwellenverstellers positiv beeinflusst.
Eingesetzt werden kann die vorgeschlagene Lösung sowohl im druckgetriebenen als auch in momentgetriebenen Bereich (d. h. bei hohen Nockenwellenmomenten). Die Befüllung der Hydraulikkammern A, B erfolgt also unabhängig von der Stellung des Hydraulikkolbens 12 im Ventilgehäuse alleine durch die Druckverhältnisse zwischen der Druckölquelle und den Kammern A, B. Bezugszeichenliste
1 Nockenwellenverstellvorrichtung
2 Nockenwelle
3 Stator
4 Rotor
5 Flügel
6 Hydrauliköl-Steueranordnung
7 erste Versorgungsleitung
8 Rückschlagventil
9 zweite Versorgungsleitung
10 Rückschlagventil
1 1 Ventilelement
12 Hydraulikkolben
13 Zulaufleitung
14 Zulaufleitung
15 Pumpe
16 Filter
17 Gewindeabschnitt
18 Feder
Hydraulikkammer
Hydraulikkammer
Druckölquelle
Tank
Ventilstellung
Ventilstellung
Ventilstellung
Verschieberichtung

Claims

Patentansprüche
Hydraulisch betätigte Nockenwellenverstellvorrichtung (1) zur Veränderung der relativen Winkellage einer Nockenwelle (2) gegenüber einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, wobei die Nockenwellenverstell- vorrichtung (1) mindestens zwei zwischen einem Stator (3) und einem Rotor (4) angeordnete und durch einen Flügel (5) getrennte Hydraulikkammern (A, B) aufweist, die mittels einer Hydrauliköl-Steueranordnung (6) von einer Druckölquelle (P) aus mit Drucköl versorgt werden, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydrauliköl-Steueranordnung (6) aufweist:
eine erste Versorgungsleitung (7), die zwischen der Druckölquelle (P) und einer ersten Hydraulikkammer (A) angeordnet ist, wobei in der ersten Versorgungsleitung (7) ein Rückschlagventil (8) angeordnet ist, das den Fluss von Hydrauliköl von der Druckölquelle (P) in die Hydraulikkammer (A) zulässt und in die Gegenrichtung verhindert, wobei die erste Versorgungsleitung (7) frei von weiteren schaltbaren Ventilelementen ist und wobei die erste Versorgungsleitung (7) die einzige Zuführungsleitung für Hydrauliköl von der Druckölquelle (P) in die Hydraulikkammer (A) ist, eine zweite Versorgungsleitung (9), die zwischen der Druckölquelle (P) und einer zweiten Hydraulikkammer (B) angeordnet ist, wobei in der zweiten Versorgungsleitung (9) ein Rückschlagventil (10) angeordnet ist, das den Fluss von Hydrauliköl von der Druckölquelle (P) in die Hydraulikkammer (B) zulässt und in die Gegenrichtung verhindert, wobei die zweite Versorgungsleitung (9) frei von weiteren schaltbaren Ventilelementen ist und wobei die zweite Versorgungsleitung (9) die einzige Zuführungsleitung für Hydrauliköl von der Druckölquelle (P) in die Hydraulikkammer (B) ist, ein Ventilelement (11), das zwischen den Hydraulikkammern (A, B) und einem Tank (T) wirksam angeordnet ist und das drei Ventilstellungen (I, II, III) aufweist, nämlich a) eine erste Ventilstellung (I), in der der Abfluss von Hydrauliköl von den beiden Hydraulikkammern (A, B) in den Tank (T) unterbrochen ist, b) eine zweite Ventilstellung (II), in der der Abfluss von Hydrauliköl von der ersten Hydraulikkammer (A) zum Tank (T) freigegeben und der Abfluss von Hydrauliköl von der zweiten Hydraulikkammer (B) zum Tank (T) unterbrochen ist, und c) eine dritte Ventilstellung (III), in der der Abfluss von Hydrauliköl von der zweiten Hydraulikkammer (B) zum Tank (T) freigegeben und der Abfluss von Hydrauliköl von der ersten Hydraulikkammer (A) zum Tank (T) unterbrochen ist.
2. Nockenwellenverstellvorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekenn- zeichnet, dass das Ventilelement (1 1) einen Hydraulikkolben (12) zur
Einstellung der Ventilstellungen (I, II, III) umfasst, der von einem Betätigungselement in eine translatorische Verschieberichtung (y) verschoben werden kann.
3. Nockenwellenverstellvorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungselement als Elektromagnet ausgebildet ist.
4. Nockenwellenverstellvorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekenn- zeichnet, dass die Rückschlagventile (8, 10) in der ersten und in der zweiten Versorgungsleitung (7, 9) in den Hydraulikkolben (12) integriert sind. Nockenwellenverstellvorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Rückschlagventile (8, 10) in der ersten und in der zweiten Versorgungsleitung (7, 9) außerhalb des Hydraulikkolbens (12) angeordnet sind.
Nockenwellenverstellvorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Rückschlagventile (8, 10) in der ersten und in der zweiten Versorgungsleitung (7, 9) als federvorgespannte Kugelrückschlagventile ausgebildet sind.
Nockenwellenverstellvorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Rückschlagventile (8, 10) in der ersten und in der zweiten Versorgungsleitung (7, 9) als Bandrückschlagventile ausgebildet sind.
Nockenwellenverstellvorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Rückschlagventile (8, 10) in der ersten und in der zweiten Versorgungsleitung (7, 9) als Klappenventile ausgebildet sind.
Nockenwellenverstellvorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Ventilelement (11) als Zentralschraube ausgebildet ist.
Nockenwellenverstellvorrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventilelement (11) mit einem Gewindeabschnitt in einer Gewindebohrung in der Nockenwelle (2) der Brennkraftmaschine angeordnet ist.
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