WO1995029325A1 - Hydraulisches system, insbesondere motorbremse für eine brennkraftmaschine - Google Patents

Hydraulisches system, insbesondere motorbremse für eine brennkraftmaschine Download PDF

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WO1995029325A1
WO1995029325A1 PCT/EP1995/001558 EP9501558W WO9529325A1 WO 1995029325 A1 WO1995029325 A1 WO 1995029325A1 EP 9501558 W EP9501558 W EP 9501558W WO 9529325 A1 WO9529325 A1 WO 9529325A1
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WO
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hydraulic system
pressure
check valve
control
pressure area
Prior art date
Application number
PCT/EP1995/001558
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English (en)
French (fr)
Inventor
Egon Eisenbacher
Manfred Unger
Burkhard Willig
Original Assignee
Mannesmann Rexroth Gmbh
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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
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/06—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for braking

Definitions

  • Hydraulic system in particular engine brake for an internal combustion engine
  • the invention is based on a hydraulic system which can be used in particular as an engine brake for an internal combustion engine and which has the features from the preamble of claim 1.
  • Each cylinder of the internal combustion engine is assigned a so-called decompression valve which is actuated outside the extension stroke of the working piston of a cylinder, in particular at the end of the compression stroke, by pressurizing a hydraulic piston serving as an actuating element.
  • the pressure medium source for the system is a positive displacement pump, in particular a radial piston pump, from which pressure medium can be conveyed from a low pressure area to a high pressure area.
  • a distributor device has a number of control outputs corresponding to the number of decompression valves, each of which is connected to a hydraulic piston via a control line.
  • the control outputs are pressurized from the high pressure via the distributor device with a linear cycle time dependent on the speed of the internal combustion engine and connected to the low pressure.
  • the dependence of the cycle time on the speed of the internal combustion engine is e.g. achieved in a simple manner by the fact that the distributor device has a distributor rotor which is rotatable relative to the control outputs and which is driven directly by the internal combustion engine at half its speed via a reduction.
  • the aim of the invention is therefore to develop a hydraulic system which is used in particular as an engine brake for an internal combustion engine and which has the features from the preamble of the claim in such a way that while maintaining a positive displacement pump with a relatively small stroke volume over the entire range the cycle times in which the control outputs are to be pressurized and relieved of pressure, the desired control of the actuating elements is obtained, that is to say that when the hydraulic system is used as a motor brake, the desired braking effect can be achieved over the entire speed range of the internal combustion engine .
  • a hydraulic system which has the features from the preamble of claim 1 and which also includes, according to the characterizing part of claim 1, a non-return valve opening towards the high-pressure region, via which the control valve opens a control line leading an actuating element after the end of its
  • the invention is based initially on the idea that when a control line is pressurized from the high pressure area, pressure waves can occur in the control line due to pressure wave processes, which pressure is substantially higher, for example, twice as high as the pressure in the high pressure area.
  • the control line is filled with oil from the high-pressure area and the pressure in the low-pressure area, for example 1.5 bar, prevails in it, while an amount of oil flows into the control line during the pressurization Volume increase due to the displacement of the actuating element, plus an amount of compression oil that is necessary to build up the pressure in the control line, which prevails in the high-pressure area, plus the same amount of compression oil in order to double this pressure.
  • the check valve now makes it possible to discharge oil flowing back from the control line into the high-pressure area during an expansion following the compression of the oil in the control line, before the control line is relieved to the low-pressure area. This reduces the amount of oil with each pressurization.
  • a control line from the high pressure area to the low pressure area so that a positive displacement pump with a relatively small stroke volume can be used as a pressure medium source.
  • the check valve thus allows pressure medium to flow back from the control line into the high-pressure area, but on the other hand prevents a compression wave and an expansion wave following it from being stimulated again after an expansion wave running back and forth in the control line from the high-pressure area an increased carryover of oil from the high pressure area to the low pressure area.
  • the actuating elements are thus actuated in the desired manner over the entire range of cycle times. In a motor brake designed according to the invention for an internal combustion engine, the desired braking effect is obtained over the entire speed range of the internal combustion engine.
  • the distributor device has a distributor rotor rotating with respect to the at least one control output, it is also possible, according to claim 3, to assign a check valve to the distributor rotor via which the control output and a control line connected to it can be connected to the high-pressure region.
  • a check valve to the distributor rotor via which the control output and a control line connected to it can be connected to the high-pressure region.
  • the distributor rotor can, in a manner known per se from DE 41 21 435 AI, have a pressure recess, via which a control outlet can be pressurized from the high pressure region, and a relief recess, via which the control outlet can be connected to the low pressure region.
  • the control output can then preferably be connected to the high-pressure region via a decompression recess located between the pressure recess and the relief recess and separate from these recesses and via a check valve arranged downstream of this and arranged on the distributor rotor. It has proven to be particularly advantageous if, according to claim 6, a between the pressure recess and the decompression recess The existing sealing web in the direction of rotation of the distributor rotor is shorter than a control output opposite the recesses.
  • control output is then not closed when changing from the pressure recess to the decompression recess, so that any pressure medium flowing back from the control line does not hit a closed wall. Force peaks on the distributor rotor and special pressure waves in the control line are thereby avoided.
  • the sealing web in the area of the decompression recess is therefore quite large, so that the effective surface for a pressure which is greater than the low pressure is large and there is a tendency for the sealing webs to lift off their counter surfaces.
  • a relief groove connected to the low pressure area is made in a sealing web of the distributor rotor, which is located radially or axially between the decompression recess and the high pressure area.
  • a relief groove connected to the low-pressure region is also advantageously introduced into a sealing web which separates the pressure recess from the high-pressure region over at least part of its length in the radial or axial direction.
  • the check valve is preferably arranged on the distributor rotor in such a way that its axis lies at least approximately in a radial plane. Then the drainage path from the check valve to the high pressure area can be established in a particularly simple manner.
  • FIG. 1 shows the engine brake as a complete system, the individual components being shown only schematically except for the distributor rotor shown in an axial view
  • FIG. 2 shows an axial section through the hydraulic pump of the system serving as a pressure medium source, which also contains the distributor device,
  • FIG. 4 shows a section through the housing of the check valve
  • FIG. 5 shows a plan view of the housing of the check valve in the direction of arrow A from FIG. 4.
  • the engine brake shown works on the principle of a decompression brake and is designed for an internal combustion engine 9 with eight cylinders. For reasons of simplification, only one combustion chamber of the internal combustion engine with decompression valve 10 is shown. In braking mode, the decompression valve is briefly opened at the end of the compression stroke, so that the compressed air can flow out of the combustion chamber. In this way, the compression work of the working piston is made available for braking during the compression stroke.
  • the decompression valve 10 can be actuated by a hydraulic piston 11 which can be pressurized via an associated control line 12 and relieved of pressure.
  • a hydraulic piston 11 which can be pressurized via an associated control line 12 and relieved of pressure.
  • Figure 1 For the simplified Representation is shown in Figure 1 only a single control line 12 entirely.
  • a separate control line 12 is provided for each decompression valve 12, which starts from a control output 13 of a total of eight control outputs 13 of a distributor device 14. in the
  • the hydraulic pistons 11 are pressurized in the correct order and in a cycle adapted to the respective speed of the internal combustion engine via the distributor device and the control lines from the high-pressure area of a radial piston pump 15 and by connecting the respective control line to the Low pressure area of the pump 15 relieved of pressure.
  • the distributor device 14 and further hydraulic components are integrated in the radial piston pump 15, which is shown in more detail in FIG. 2 and has a two-part pump housing 21 with a first housing part 22 and a second housing part 23. Both housing parts are pot-shaped with a pot jacket 24 or 25 and a pot base 26 or 27 and are inserted into one another in opposite positions.
  • the pot jacket 24 of the first housing part 12 is substantially smaller in cross section than the cavity surrounded by the pot jacket 15 of the second housing part, so that the first housing part 12 fits into the second housing part 13 and a relatively large space between the two housing parts 28 is present.
  • a plurality of projections 32 are formed on the outside of the cup shell 24 of the first housing part 22, through which stepped bores 33 pass from the outside into the cavity 34 surrounded by the cup shell 24 of the first housing part 22.
  • a cylinder housing 35 which receives a radial piston 36, is screwed into each bore 33.
  • a helical compression spring 40 accommodated in the displacement space 37 enclosed by the cylinder housing 35 and the radial piston 36 is clamped between the cylinder housing 35 and the radial piston 36 and acts on the radial piston 36 in a direction toward the radial inside.
  • a drive shaft 38 of the pump is rotatably mounted in the base 26 of the first housing part 22 and in the base 27 of the second housing part 23 and can be driven by the internal combustion engine 9 at half the speed of the internal combustion engine via a gear 39 connected to it in a rotationally fixed manner.
  • the drive shaft 38 has an eccentric 42 on which an eccentric ring 43 is rotatably mounted.
  • the radial pistons 36 are pressed against this eccentric ring 43 by the compression springs 40.
  • a low-pressure feed channel leads through the second housing part 23, into which a motor oil pan 44 is drawn by a lubricating oil pump 45, shown in FIG. 1, of a motor vehicle
  • Lubricating oil is promoted as a pressure medium.
  • the feed channel starts from a connection 46 of the second housing part 23 and is largely formed by a bore 47, which runs radially to the drive shaft 38 in the base 27 of the second housing part 23 and up to one of which supports the drive shaft 38
  • Blind bore 48 in the bottom 27 is sufficient.
  • the bore 47 is crossed by an axial bore 49 which is at a short distance from the blind bore 48 and, like the latter, is open toward the inside.
  • a pressure reducing valve 50 is installed between the connection 46 and the bore 47, which at its outlet, i.e. in the bore 47 and in the entire low-pressure region of the pump, has a low feed pressure of e.g. 1.5 bar maintained.
  • Axial bores 51 which are all the same distance from the axis of the blind bore 48 and thus the drive shaft 38 and have the same angular distance from one another.
  • the axial bores 51 are connected to control connections 52 of the housing part 23 and, together with them, form the control outputs 13 of the distributor device 14.
  • the control lines 12 leading to the hydraulic pistons 11 are connected to the connections 52.
  • a Niederdruckpulsationsdä buffer 53 which is connected between the cavity 34 and the oil pan 44 and an electromagnetically adjustable pressure relief valve 55, the inlet of which with the space 28, i.e. with the high ⁇ pressure range of the pump 15 and its outlet is connected to the bore 47, that is, to the low pressure area of the pump.
  • the pressure limiting valve 55 is set to a very low pressure, so that the pump 15 only pumps in circulation and is carried along by the internal combustion engine with low output.
  • the pressure relief valve 55 is used to produce a high pressure in the range of e.g. 100 bar set.
  • the space 28 between the two housing parts 22 and 23 is shown in FIG. 1 as a volume resonator, which contributes to smoothing pressure peaks in the high pressure area of the pump 15.
  • the first distributor disk 61 is located close to the first housing part 22 and the second distributor disk 62 is close to the second housing part 23.
  • the two distributor disks are telescoped directly into one another.
  • the axial bore 49 is opposite the distributor disk 62 with an annular groove 64, from which several axial bores 65 extend at its edge, each of which breaks through the bottom of a blind bore 66 which is introduced into the distributor disk 62 from the side facing away from the housing part 23 . Aligned with the blind bores 66, axial bores 67 also pass through the first distributor disk 61 and open into a recess 68 on the end face of the distributor disk 61 facing away from the distributor disk 62.
  • the first distributor disk 61 has a sealing web 72 running around the recess 68, with which it can be pressed axially onto the support ring 70 so that it separates the cavities 34 and 28 from one another.
  • the distributor disk 62 has a low-pressure control groove 73 which extends over a finite angle, is located radially outside the annular groove 64, is axially less deep than the annular groove 64 and is open towards the annular groove 64.
  • the low-pressure control groove 73 is separated radially outwards by a sealing web 74, with which the distributor disk 62 can be pressed against the housing part 23, from a recess 75 of the distributor disk 62 which is open axially to the housing part 23 and radially outwards to the intermediate space 28.
  • the sealing web 74 is widened radially inward in order to provide space for one within the sealing web to create an arcuate pressure groove 76 and a likewise arcuate decompression groove 77.
  • Both grooves 76 and 77 are at the same distance from the axis of the distributor disk 62 and are separated from one another in the peripheral direction by a section 78 of the sealing web 74.
  • the grooves 73, 76 and 77 are aligned with the axial bores 51 in the housing part 23.
  • the pressure groove 76 is connected at its end which is more distant from the decompression groove 77 via a radial groove 79 to the intermediate space 28, that is to say to the high pressure region of the pump 15 and the distributor device 14 .
  • a check valve 85 which consists of a valve seat 86, a housing 87 and a ball 88 as a valve closing body.
  • the ball 88 is made from a ceramic material, in particular from silicon nitride. The direction of the axis of the check valve and the direction of movement of the ball 88 run radially with respect to the axis of the distributor disk 62 and the drive shaft 38.
  • valve seat 86 At the base of the receptacle 82 is the valve seat 86, which has a central passage 90 which widens conically outwards , is aligned with the connecting bore 81.
  • the housing 87 has a central receiving space 91 which is open towards the valve seat 86 and which has a circular-cylindrical section 92 towards the valve seat 86, an adjoining frustoconical section 93 and a blind bore-like section 94 following this.
  • the ball 88 can move within the conical section of the central passage 90 of the valve seat 86 and within the sections 92 and 93 of the central receptacle 91 in the housing 87.
  • a helical compression spring 95 is accommodated, which acts on the ball 88 in the direction of the valve seat 86, acts against the low centrifugal forces acting on the ball 88 and contributes to the fact that it ends up the return flow of pressure medium from the control line The check valve closes very quickly.
  • a rapid closing process of the check valve 85 also contributes to the fact that pressure can flow directly onto the ball 88 on its side facing away from the valve seat 86.
  • the radial arrangement of the check valve enables this in a simple manner. Only one or more axial passages can be created in the housing 87 between the central receiving space 91 and the rear side 96 of the housing 87. In the exemplary embodiment shown, there are a total of four such passages in the form of bores.
  • a first bore 97 is located in the axis 98 of the housing 87 and opens centrally into the receiving space 91.
  • valve housing 87 has three further mutually equivalent bores 99 which run parallel to the axis 98 of the housing 87 and are arranged three-symmetrically to this axis ⁇ are classified.
  • the distance between the axes of the bores 99 from the axis 98 and the size of the sections 92 and 93 of the receiving space 91 and the diameter of the bores 99 are matched to one another in such a way that the bores 99 with part of their cross-section axially into the receiving space 91 open, but also cut it radially from the outside. With the valve open, the opening cross section is thus larger than in a case in which bores 99 lie entirely within the section 92 of the receiving space 91.
  • the two distributor disks 61 and 62 are pressed with a certain force against the housing part 22 or the support ring 70 and against the housing part 23.
  • This force is generated in two ways.
  • pressure springs 105 are inserted into the blind bores 66 of the distributor disk 62, which press the two distributor disks apart.
  • a pressure surface 106 on the first distributor disk 61 is not and a pressure surface 107 on the second distributor disk 62 is only partially compensated for by the recess 75, so that in braking operation the two distributor disks are also separated from the one in the intermediate space 28 prevailing high pressure be pushed apart.
  • the force generated by this pressure far outweighs that of force generated by the springs 105, which only have the function of pressing the distributor disks against the housing parts even in the absence of high pressure.
  • a relief groove 108 is drawn between these two grooves and the recess 75 in the sealing web 74 Distance ends in front of the radial groove 79 and which starts at a peripheral end from the low-pressure control groove 73.
  • the pressure relief valve is set to a high pressure of, for example, 100 bar. This pressure then prevails in the intermediate space 28 between the two housing parts 22 and 23.
  • a specific control output 13 which is currently located axially above the low-pressure control groove 73. There is therefore low pressure in the corresponding control line.
  • the corresponding decompression valve 10 is closed. While the distributor disk 62 now rotates in the direction indicated by an arrow B in FIG.
  • the invention thus easily creates a hydraulic system in which the desired control of the actuating elements is achieved with a relatively small pump is achieved over a wide range of cycle times.

Abstract

Die Erfindung geht aus von einem hydraulischen System, insbesondere von einer Motorbremse für eine Brennkraftmaschine (9), mit mindestens einem hydraulischen Betätigungselement (11), mit einer Verdrängerpumpe (15), von der Druckmittel aus einem Niederdruckbereich in einen Hochdruckbereich förderbar ist, und mit einer Verteilereinrichtung (14), die einen über eine Steuerleitung (12) mit dem Betätigungselement (11) verbundenen Steuerausgang (13) aufweist, der vom Hochbereich aus mit Druck beaufschlagbar und mit dem Niederdruckbereich verbindbar ist. Um mit einer Pumpe (15) von relativ kleinem Hubvolumen die gewünschte Steuerung der Betätigungselemente (11) über einen großen Taktzeitenbereich bzw. Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine zu erhalten, ist ein zum Hochdruckbereich hin öffnendes Rückschlagventil vorhanden, über das die Steuerleitung (12) nach dem Ende ihrer Druckbeaufschlagung vom Hochdruckbereich aus und vor ihrer Verbindung mit dem Niederdruckbereich mit dem Hochdruckbereich verbindbar ist. Dadurch wird eine überhöhte Verschleppung von Druckmittel aus dem Hochdruckbereich in den Niederdruckbereich verhindert, so daß eine Verdrängerpumpe (15) mit einem relativ kleinen Hubvolumen ausreicht, um den gewünschten Druck zu erzeugen.

Description

Beschreibung
Hydraulisches System, insbesondere Motorbremse für eine Brennkraftmaschine
Die Erfindung geht aus von einem hydraulischen System, das ins- besondere als Motorbremse für eine Brennkraftmaschine eingesetzt werden kann und das die Merkmale aus dem Oberbegriff des An¬ spruchs 1 aufweist.
In seiner Verwendung als Motorbremse ist ein solches hydrauli¬ sches System aus der DE 41 21 435 AI bekannt. Dabei ist jedem Zylinder der Brennkraftmaschine ein sog. Dekompressionsventil zugeordnet, das außerhalb des Ausschubtaktes des Arbeitskolbens eines Zylinders, insbesondere am Ende des Verdichtungstaktes durch Druckbeaufschlagung eines als Betätigungselement dienenden Hydraulikkolbens aufgesteuert wird. Druckmittelquelle für das System ist eine Verdrängerpumpe, insbesondere eine Radialkolben¬ pumpe, von der Druckmittel aus einem Niederdruckbereich in einen Hochdruckbereich förderbar ist. Eine Verteilereinrichtung weist eine der Anzahl der Dekompressionsventile entsprechende Anzahl von Steuerausgängen auf, von denen jeder über eine Steuerleitung mit einem Hydraulikkolben verbunden ist. Im Bremsbetrieb werden die Steuerausgänge über die Verteilereinrichtung mit einer li¬ near von der Drehzahl der Brennkraftmaschine abhängigen Zyklus¬ zeit vom Hochdruck aus mit Druck beaufschlagt und mit dem Nie¬ derdruck verbunden. Die Abhängigkeit der Zykluszeit von der Drehzahl der Brennkraftmaschine wird z.B. auf einfache Weise da¬ durch erzielt, daß die Verteilereinrichtung einen gegenüber den Steuerausgangen drehbaren Verteilerrotor aufweist, der über eine Untersetzung direkt von der Brennkraftmaschine mit deren halber Drehzahl angetrieben wird.
Bei in der Praxis mit einem Muster durchgeführten Tests hat es sich gezeigt, daß die Bremswirkung nicht bei allen Drehzahlen der Brennkraftmaschine in der gewünschten Stärke erzielt wird. In diesen Drehzahlbereichen hat die von der verwendeten Verdrän- gerpumpe geförderte Druckmittelmenge nicht ausgereicht, um den gewünschten Druck im Hochdruckbereich aufrechtzuerhalten. Grund¬ sätzlich ist es denkbar, eine Verdrängerpumpe mit einem größeren Hubvolumen zu verwenden. Dies führt jedoch dazu, daß im Normal- betrieb der Brennkraf maschine, wenn also nicht gebremst werden soll und der Hochdruckbereich entlastet ist, die Verdrängerpumpe eine hohe Schleppleistung aufnimmt, die die Nutzleistung der Brennkraftmaschine verringert. Zum anderen strömt in Drehzahlbe¬ reichen, in denen bisher schon die von einer kleineren Verdrän- gerpumpe geförderte Druckmittelmenge ausgereicht hat, eine große Ölmenge über das den Druck im Hochdruckbereich kontrollierende Druckbegrenzungsventil ab und wird dabei stark erwärmt. Dadurch können sich neue Probleme ergeben.
Ziel der Erfindung ist es deshalb, ein hydraulisches System, das insbesondere als Motorbremse für eine Brennkraftmaschine verwen¬ det wird und das die Merkmale aus dem Oberbegriff des Anspruchs aufweist, so weiterzuentwickeln, daß unter Beibehaltung einer Verdrängerpumpe mit einem relativ kleinen Hubvolumen über den gesamten Bereich der Zykluszeiten, in denen die Steuerausgänge mit Druck beaufschlagt und von Druck entlastet werden sollen, die gewünschte Steuerung der Betätigungselemente erhalten wird, daß also bei einer Verwendung des hydraulischen Systems als Mo¬ torbremse über den gesamten Drehzahlbereich der Brennkraftma¬ schine die gewünschte Bremswirkung erzielbar ist.
Dieses Ziel wird gemäß Anspruch 1 durch ein hydraulisches System erreicht, das die Merkmale aus dem Oberbegriff des Anspruchs 1 besitzt und zu dem außerdem gemäß dem kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 ein zum Hochdruckbereich hin öffnendes Rückschlag¬ ventil gehört, über das die von einem Steuerausgang zu einem Be- tätigungselement führende Steuerleitung nach dem Ende ihrer
Druckbeaufschlagung vom Hochdruckbereich aus und vor ihrer Ver¬ bindung mit dem Niederdruckbereich mit dem Hochdruckbereich ver¬ bindbar ist. Der Erfindung liegt zunächst der Gedanke zugrunde, daß bei einer Druckbeaufschlagung einer Steuerleitung vom Hochdruckbereich aus aufgrund von Druckwellenvorgängen in der Steuerleitung ein Druck auftreten kann, der wesentlich höher z.B. doppelt so hoch wie der Druck im Hochdruckbereich ist. Dementsprechend fließt, wenn man davon ausgeht, daß zu Beginn der Druckbeaufschlagung vom Hochdruckbereich aus die Steuerleitung mit Öl gefüllt ist und in ihr der Druck des Niederdruckbereichs von z.B. 1,5 bar herrscht, während der Druckbeaufschlagung eine Ölmenge in die Steuerlei- tung, die der VolumenVergroßerung durch die Verschiebung des Be¬ tätigungselements, plus einer Kompressionsölmenge, die notwendig ist, um in der Steuerleitung den Druck, der im Hochdruckbereich herrscht, aufzubauen, plus noch einmal dieselbe Kompressionsöl- menge, um diesen Druck zu verdoppeln, entspricht. Durch das Rückschlagventil ist es nun möglich, während einer der Kompres¬ sion des Öls in der Steuerleitung folgenden Expansion aus der Steuerleitung zurückströmendes Öl in den Hochdruckbereich abzu¬ leiten, ehe die Steuerleitung zum Niederdruckbereich entlastet wird. Damit verringert sich die Ölmenge, die bei jeder Druckbe- aufschlagung. einer Steuerleitung vom Hochdruckbereich in den Niederdruckbereich gelangt, so daß eine Verdrängerpumpe mit ei¬ nem relativ kleinen Hubvolumen als Druckmittelquelle verwendet werden kann. Das Rückschlagventil läßt also Druckmittel aus der Steuerleitung in den Hochdruckbereich zurückströmen, verhindert jedoch andererseits, daß nach einer in der Steuerleitung vor- und zurücklaufenden Expansionswelle vom Hochdruckbereich aus er¬ neut eine Kompressionswelle und eine dieser folgende Expansions¬ welle angeregt werden, die doch noch zu einer erhöhten Ver¬ schleppung von Öl aus dem Hochdruckbereich in den Niederdruckbe- reich führen würden. Somit werden die Betätigungselemente im ge¬ samten Bereich der Zykluszeiten in der gewünschten Weise ange¬ steuert. Bei einer erfindungsgemäß ausgebildeten Motorbremse für eine Brennkraftmaschine wird die gewünschte Bremswirkung über den gesamten Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine erhalten.
Vorteilhafte Ausgestaltungen eines erfindungsgemäßen hydrauli¬ schen Systems kann man den Unteransprüchen entnehmen. So sind gemäß Anspruch 2 eine der Anzahl der getrennt mit Druck beaufschlagbaren Steuerleitungen entsprechende Anzahl von Rück¬ schlagventilen vorhanden, von denen jedes dazu dient, eine Steu¬ erleitung zum Hochdruckbereich hin zu öffnen. Eine Steuerleitung kann dann dauernd mit dem Zulauf des zugeordneten Rückschlagven¬ tils verbunden sein. Die Rückschlagventile kann man dann ohne weiteres in einer bezüglich den Steuerausgängen und den Steuer¬ leitungen festen Position anordnen.
Besitzt die Verteilereinrichtung einen gegenüber dem mindestens einen Steuerausgang rotierenden Verteilerrotor, so ist es auch möglich, gemäß Anspruch 3 ein Rückschlagventil, über das der Steuerausgang und eine an diesen angeschlossene Steuerleitung mit dem Hochdruckbereich verbindbar sind, am Verteilerrotor an¬ zuordnen. Eine solche Anordnung ist besonders dann von großem Vorteil, wenn mehrere Steuerausgänge vorhanden sind, wie dies bei einer Motorbremse für eine Brennkraftmaschine meist der Fall ist, da die Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeugs üblicher¬ weise eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine ist, die eine der Anzahl ihrer Zylinder entsprechende Anzahl von Dekompressions- Ventilen hat.' Mehrere Steuerausgänge sind gemäß Anspruch 4 be¬ vorzugt über dasselbe am Verteilerrotor angeordnete Rückschlag¬ ventil mit dem Hochdruckbereich verbindbar. Somit ist für meh¬ rere Steuerausgänge nur ein Rückschlagventil vorzusehen.
Der Verteilerrotor kann in an sich aus der DE 41 21 435 AI be- kannter Weise eine Druckausnehmung, über die ein Steuerausgang vom Hochdruckbereich aus mit Druck beaufschlagbar ist, und eine Entlastungsausnehmung aufweisen, über die der Steuerausgang mit dem Niederdruckbereich verbindbar ist. Der Steuerausgang ist dann bevorzugt gemäß Anspruch 5 über eine zwischen der Druckaus- nehmung und der Entlastungsausnehmung befindliche und von diesen Ausnehmungen getrennte Dekompressionsausnehmung und über ein dieser nachgeschaltetes, am Verteilerrotor angeordnetes Rück¬ schlagventil mit dem Hochdruckbereich verbindbar. Als besonders vorteilhaft hat sich dann erwiesen, wenn gemäß Anspruch 6 ein zwischen der Druckausnehmung und der Dekompressionsausnehmung vorhandener Dichtsteg in Umlaufrichtung des Verteilerrotors kür¬ zer ist als ein den Ausnehmungen gegenüberliegender Steueraus¬ gang. Der Steuerausgang wird dann nämlich beim Wechsel von der Druckausnehmung zur Dekompressionsausnehmung nicht verschlossen, so daß evt. schon aus der Steuerleitung zurückströmendes Druck¬ mittel nicht auf eine geschlossene Wand stößt. Kraftspitzen auf den Verteilerrotor und besondere Druckwellen in der Steuerlei¬ tung werden dadurch vermieden.
Im Bereich der Dekompressionsausnehmung ist nicht nur ein Dicht- steg zwischen dieser und der Druckausnehmung vorhanden. Dicht¬ stege können die Dekompressionsausnehmung auch vom Niederdruck¬ bereich und vom Hochdruckbereich trennen. Insgesamt ist also die Dichtfläche im Bereich der Dekompressionsausnehmung recht groß, so daß auch die Wirkfläche für einen Druck, der größer als der Niederdruck ist, groß ist und die Neigung besteht, aß die Dicht¬ stege von ihren Gegenflächen abheben. Um die Wirkfläche zu ver¬ kleinern, ist gemäß Anspruch 7 in einen Dichtsteg des Verteiler¬ rotors, der sich radial oder axial zwischen der Dekompressions¬ ausnehmung und dem Hochdruckbereich befindet, eine mit dem Nie- derdruckbereich verbundene Entlastungsrille eingebracht.
Auch in einen Dichtsteg, der die Druckausnehmung über wenigstens einen Teil ihrer Länge in radialer oder axialer Richtung vom Hochdruckbereich trennt, wird vorteilhafterweise eine mit dem Niederdruckbereich verbundene Entlastungsrille eingebracht. Da- bei ist diese Ausbildung auch unabhängig von Merkmalen aus den vorhergehenden Ansprüchen schon mit Vorteilen verbunden, da da¬ durch die in Abheberichtung wirkende Kraft auf den Verteilerro¬ tor vermindert wird.
Befindet sich der Hochdruckbereich radial außen oder innen am Verteilerrotor, so ist bevorzugt gemäß Anspruch 9 das Rück¬ schlagventil derart am Verteilerrotor angeordnet, daß seine Achse zumindest angenähert in einer Radialebene liegt. Dann läßt sich der Ablaufweg vom Rückschlagventil zum Hochdruckbereich auf besonders einfache Weise herstellen. Die Ansprüche 10 bis 14 schließlich beziehen sich auf Ausbildun¬ gen des Rückschlagventils, die dieses Ventil besonders schnell schalten lassen.
Ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Motorbremse für eine Brennkraftmaschine ist in den Zeichnungen dargestellt. An¬ hand der Figuren dieser Zeichnungen wird die Erfindung nun näher erläutert.
Es zeigen
Figur 1 die Motorbremse als Gesamtsystem, wobei die Einzel- ko ponenten bis auf den in einer axialen Ansicht gezeigten Verteilerrotor nur schematisch abgebildet sind, Figur 2 einen Axialschnitt durch die als Druckmittelquelle dienende Hydropumpe des Systems, die auch die Verteiler- einrichtung enthält,
Figur 3 in einem vergrößerten Maßstab einen Ausschnitt aus Figur
2 im Bereich des Rückschlagventils am Verteilerrotor , Figur 4 einen Schnitt durch das Gehäuse des Rückschlagventils und Figur 5 eine Draufsicht auf das Gehäuse des Rückschlagventils in Richtung des Pfeiles A aus Figur 4.
Die gezeigte Motorbremse arbeitet nach dem Prinzip einer Dekom- pressionsbremse und ist für eine Brennkraftmaschine 9 mit acht Zylindern konzipiert. Aus Vereinfachungsgründen ist lediglich ein Brennraum der Brennkraftmaschine mit Dekompressionsventils 10 dargestellt. Im Bremsbetrieb wird das Dekompressionsventil am Ende des Verdichtungstakts kurzzeitig geöffnet, so daß die ver¬ dichtete Luft aus dem Brennraum abströmen kann. Auf diese Weise wird die Kompressionsarbeit des Arbeitskolbens während des Ver- dichtungstakts zum Bremsen nutzbar gemacht.
Das Dekompressionsventil 10 ist von einem Hydraulikkolben 11 be¬ tätigbar, der über eine zugehörige Steuerleitung 12 mit Druck beaufschlagbar und von Druck entlastbar ist. Zur vereinfachten Darstellung ist in Figur 1 lediglich eine einzige Steuerleitung 12 ganz gezeigt.
Pro Dekompressionsventil 12 ist eine gesonderte Steuerleitung 12 vorgesehen, die von einem Steuerausgang 13 von insgesamt acht Steuerausgängen 13 einer Verteilereinrichtung 14 ausgeht. Im
Bremsbetrieb werden die Hydraulikkolben 11 in der richtigen Rei¬ henfolge und in einem an die jeweilige Drehzahl der Brennkraft¬ maschine angepaßten Takt über die Verteilereinrichtung und die Steuerleitungen vom Hochdruckbereich einer Radialkolbenpumpe 15 aus mit Druck beaufschlagt und durch eine Verbindung der jewei¬ ligen Steuerleitung mit dem Niederdruckbereich der Pumpe 15 von Druck entlastet.
Die Verteilereinrichtung 14 und weitere hydraulische Bauteile sind in die Radialkolbenpumpe 15 integriert, die näher in Figur 2 dargestellt ist und ein zweiteiliges Pumpengehäuse 21 mit ei¬ nem ersten Gehäuseteil 22 und einem zweiten Gehäuseteil 23 be¬ sitzt. Beide Gehäuseteile sind topfförmig mit einem Topfmantel 24 bzw. 25 und einem Topfboden 26 bzw. 27 ausgebildet und in einander entgegengesetzten Positionen ineinandergesteckt. Der Topfmantel 24 des ersten Gehäuseteils 12 ist im Querschnitt we¬ sentlich kleiner als der vom Topfmantel 15 des zweiten Gehäuse¬ teils umgebene Hohlraum, so daß das erste Gehäuseteil 12 in das zweite Gehäuseteil 13 hineinpaßt und zwischen den beiden Gehäu¬ seteilen ein relativ großer Zwischenraum 28 vorhanden ist.
Im gleichen Winkelabstand voneinander sind außen an den Topfman- tel 24 des ersten Gehäuseteils 22 mehrere Ansätze 32 angeformt, durch die gestufte Bohrungen 33 von außen bis in den vom Topf- mantel 24 des ersten Gehäuseteils 22 umgebenen Hohlräum 34 hin¬ durchgehen. In jede Bohrung 33 ist ein Zylindergehäuse 35 einge- schraubt, das einen Radialkolben 36 aufnimmt. Eine in dem von dem Zylindergehäuse 35 und dem Radialkolben 36 umschlossenen Verdrängerraum 37 untergebrachte Schraubendruckfeder 40 ist zwi¬ schen dem Zylindergehäuse 35 und dem Radialkolben 36 eingespannt und beaufschlagt den Radialkolben 36 in eine Richtung nach ra¬ dial innen.
Eine Antriebswelle 38 der Pumpe ist im Boden 26 des ersten Ge¬ häuseteils 22 und im Boden 27 des zweiten Gehäuseteils 23 dreh- bar gelagert und über ein drehfest mit ihr verbundenes Zahnrad 39 von der Brennkraftmaschine 9 mit der halben Drehzahl der Brennkraftmaschine antreibbar. Im Hohlraum 34 besitzt die An¬ triebswelle 38 einen Exzenter 42, auf dem ein Exzenterring 43 drehbar gelagert ist. Die Radialkolben 36 werden von den Druck- federn 40 an diesen Exzenterring 43 angedrückt. Wenn sich die Antriebswelle 38 dreht, vollführen die Radialkolben unter dem Einfluß des Exzenters 42, der Druckfedern 40 und des in den Ver¬ drängerräumen 37 herrschenden Drucks eine hin- und hergehende Bewegung in radialer Richtung, wobei aus dem Hohlraum 34, der zum Niederdruckbereich des Systems gehört, Druckmittel angesaugt und in den Zwischenraum 28 abgegeben wird, der der Hochdruckbe¬ reich der Pumpe ist.
Durch das zweite Gehäuseteil 23 führt ein Niederdruckspeiseka¬ nal, in den aus einer Motorölwanne 44 heraus von einer in Figur 1 eingezeichneten Schmierölpumpe 45 eines Kraftfahrzeugs
Schmieröl als Druckmittel gefördert wird. Der Speisekanal geht von einem Anschluß 46 des zweiten Gehäuseteils 23 aus und wird größtenteils von einer Bohrung 47 gebildet, die radial zur An¬ triebswelle 38 im Boden 27 des zweiten Gehäuseteils 23 verläuft und bis zu einer der Lagerung der Antriebswelle 38 dienenden
Sackbohrung 48 im Boden 27 reicht. Die Bohrung 47 wird von einer Axialbohrung 49 gequert, die einen geringen Abstand von der Sackbohrung 48 hat und ebenso wie diese nach innen hin offen ist. Zwischen den Anschluß 46 und die Bohrung 47 ist ein Druck- minderventil 50 eingebaut, das an seinem Ausgang, also in der Bohrung 47 und im gesamten Niederdruckbereich der Pumpe einen niederen Speisedruck von z.B. 1,5 bar aufrechterhält.
Radial weiter außen als die Axialbohrung 49 befinden sich im Bo¬ den 27 des zweiten Gehäuseteils 23 weitere nach innen hin offene Axialbohrungen 51, die alle den gleichen Abstand von der Achse der Sackbohrung 48 und damit der Antriebswelle 38 haben und den gleichen Winkelabstand voneinander besitzen. Die Axialbohrungen 51 sind mit Steueranschlüssen 52 des Gehäuseteils 23 verbunden und bilden zusammen mit diesen die Steuerausgänge 13 der Vertei¬ lereinrichtung 14. An die Anschlüsse 52 sind die zu den Hydrau¬ likkolben 11 führenden Steuerleitungen 12 angeschlossen.
Als weitere hydraulische Komponenten erkennt man in den Figuren 1 und 2 einen Niederdruckpulsationsdä pfer 53, eine Spüldüse 54, die zwischen den Hohlraum 34 und die Ölwanne 44 geschaltet ist und ein elektromagnetisch verstellbares Druckbegrenzungsventil 55, dessen Zulauf mit dem Zwischenraum 28, also mit dem Hoch¬ druckbereich der Pumpe 15 und dessen Ablauf mit der Bohrung 47, also mit dem Niederdruckbereich der Pumpe verbunden ist. Im nor- malen Betrieb eines Kraftfahrzeugs ist das Druckbegrenzungsven¬ til 55 auf einen sehr niedrigen Druck eingestellt, so daß die Pumpe 15 nur im Umlauf fördert und von der Brennkraftmaschine mit geringer Leistung mitgeschleppt wird. Im Bremsbetrieb wird mit dem Druckbegrenzungsventil 55 ein Hochdruck im Bereich von z.B. 100 bar eingestellt. Der Zwischenraum 28 zwischen den bei¬ den Gehäuseteilen 22 und 23 ist in Figur 1 als Volumenresonator eingezeichnet, der dazu beiträgt, Druckspitzen im Hochdruckbe¬ reich der Pumpe 15 zu glätten.
Nachdem sich die Steuerausgänge 13 der Verteilereinrichtung 14 sowie der Hochdruckbereich 28 und der Niederdruckbereich in dem Gehäuse 21 befinden, kann dies auch als Stator der Verteilerein¬ richtung 14 angesehen werden, die zusätzlich einen Verteilerro¬ tor besitzt, der im wesentlichen aus der Antriebswelle 38 und zwei zwischen den beiden Gehäuseteilen 22 und 23 verdrehfest auf der Antriebswelle 38 sitzenden Verteilerscheiben 61 und 62 be¬ steht und über den die Steuerausgänge mit dem Hochdruckbereich und dem Niederdruckbereich verbindbar sind. Die erste Verteiler¬ scheibe 61 befindet sich nahe am ersten Gehäuseteil 22 und die zweite Verteilerscheibe 62 nahe am zweiten Gehäuseteil 23. Die beiden Verteilerscheiben sind unmittelbar ineinander telesko- pisch geführt, wobei die erste Verteilerscheibe 61 in eine Aus¬ nehmung der zweiten Verteilerscheibe 62 aufgenommen ist. Zwi¬ schen den beiden Verteilerscheiben ist eine Radialdichtung 63 angeordnet. Der Axialbohrung 49 liegt die Verteilerscheibe 62 mit einer Ringnut 64 gegenüber, von der an ihrem Rand mehrere axiale Bohrungen 65 ausgehen, von denen jede den Boden einer Sackbohrung 66 durchbricht, die von der dem Gehäuseteil 23 abge¬ wandten Seite in die Verteilerscheibe 62 eingebracht ist. Mit den Sackbohrungen 66 fluchtend, gehen auch durch die erste Ver- teilerscheibe 61 Axialbohrungen 67 hindurch, die in eine Ausneh¬ mung 68 auf der der Verteilerscheibe 62 abgewandten Stirnseite der Verteilerscheibe 61 münden. Von der Ausnehmung 68 aus be¬ steht über eine zentrale Öffnung in einem den Ausgang des Hohl¬ raums 34 verkleinernden Ring 70 eine Verbindung zum Hohlraum 34. Zwischen dem Ring 70 und der Innenseite des Topfmantels 24 ist eine Radialdichtung 71 angeordnet. Somit kann vom Ausgang des Druckminderventils 50 aus Öl über die Bohrung 47, die Bohrung 49, die Ringnut 64, die Bohrungen 65, 66 und 67, die Ausnehmung 68 und die zentrale Öffnung im Abstützring 70 in den Hohlraum 34 des ersten Gehäuseteils 22 gelangen, aus dem die Radialkolben 36 Öl ansaugen. An ihrem Rand besitzt die erste Verteilerscheibe 61 einen um die Ausnehmung 68 herumlaufenden Dichtsteg 72, mit dem sie an den Abstützring 70 axial angedrückt werden kann, so daß sie die Hohlräume 34 und 28 voneinander trennt.
In der dem Gehäuseteil 23 zugekehrten Stirnseite besitzt die
Verteilerscheibe 62 neben der Ringnut 65 eine Niederdrucksteuer¬ nut 73, die sich über einen endlichen Winkel erstreckt, sich ra¬ dial außerhalb der Ringnut 64 befindet, axial weniger tief als die Ringnut 64 ist und zur Ringnut 64 hin offen ist. Nach radial außen hin ist die Niederdrucksteuernut 73 durch einen Dichtsteg 74, mit dem die Verteilerscheibe 62 gegen das Gehäuseteil 23 ge¬ drückt werden kann, von einer axial zum Gehäuseteil 23 und nach radial außen zum Zwischenraum 28 hin offenen Eindrehung 75 der Verteilerscheibe 62 getrennt. Zwischen den beiden peripheren En- den der Niederdrucksteuernut 73 ist der Dichtsteg 74 nach radial innen verbreitert, um innerhalb des Dichtstegs Platz für eine kreisbogenförmige Drucknut 76 und eine ebenfalls kreisbogenför¬ mige Dekompressionsnut 77 zu schaffen. Beide Nuten 76 und 77 ha¬ ben denselben Abstand von der Achse der Verteilerscheibe 62 und sind in peripherer Richtung durch einen Abschnitt 78 des Dicht- stegs 74 voneinander getrennt. Die Nuten 73, 76 und 77 fluchten mit den Axialbohrungen 51 im Gehäuseteil 23. Die Drucknut 76 ist an ihrem peripher von der Dekompressionsnut 77 entfernteren Ende über eine Radialnut 79 mit dem Zwischenraum 28, also mit dem Hochdruckbereich der Pumpe 15 und der Verteilereinrichtung 14 verbunden.
Im Boden der Dekompressionsnut 77 befindet sich eine axiale Sackbohrung 80, die über eine radial nach außen führende Verbin¬ dungsbohrung 81 mit einer Aufnahme 82 verbunden ist, die radial von außen in die Verteilerscheibe 62 eingebracht ist und in die ein Rückschlagventil 85 eingesetzt ist, das aus einem Ventilsitz 86, einem Gehäuse 87 und einer Kugel 88 als Ventilschließkörper besteht. Die Kugel 88 ist aus einem keramischen Material, insbe¬ sondere aus Siliziumnitrid hergestellt. Die Richtung der Achse des Rückschlagventils und die Bewegungsrichtung der Kugel 88 verlaufen radial bezüglich der Achse der Verteilerscheibe 62 und der Antriebswelle 38. Am Grunde der Aufnahme 82 befindet sich der Ventilsitz 86, der mit einem zentralen Durchgang 90, der sich nach radial außen kegelig erweitert, mit der Verbindungs¬ bohrung 81 fluchtet. Das Gehäuse 87 besitzt einen zum Ventilsitz 86 hin offenen zentralen Aufnahmeraum 91, der zum Ventilsitz 86 hin einen kreiszylindrigen Abschnitt 92, einen sich daran an¬ schließenden, kegelstumpfförmigen Abschnitt 93 und einen diesem folgenden sackbohrungsartigen Abschnitt 94 aufweist. Innerhalb des kegeligen Abschnitts des zentralen Durchgangs 90 des Ventil- sitzes 86 sowie innerhalb der Abschnitte 92 und 93 der zentralen Aufnahme 91 im Gehäuse 87 kann sich die Kugel 88 bewegen. Im Ab¬ schnitt 94 des Gehäuses 87 ist eine Schraubendruckfeder 95 auf¬ genommen, die die Kugel 88 in Richtung auf den Ventilsitz 86 zu beaufschlagt, gegen die geringen auf die Kugel 88 wirkenden Zen- trifugalkräfte wirkt und mit dazu beiträgt, daß der am Ende der Rückströmung von Druckmittel aus der Steuerleitung einsetzende Schließvorgang des Rückschlagventils sehr schnell vonstatten geht.
Zu einem schnellen Schließvorgang des Rückschlagventils 85 trägt auch bei, daß die Kugel 88 an ihrer dem Ventilsitz 86 abgewand- ten Seite direkt von Druckmittel anströmbar ist. Die radiale An¬ ordnung des Rückschlagventils ermöglicht dies auf einfache Weise. Es sind lediglich im Gehäuse 87 eine oder mehrere axiale Durchgänge zwischen dem zentralen Aufnahmeraum 91 und der Rück¬ seite 96 des Gehäuses 87 zu schaffen. Bei dem gezeigten Ausfüh- rungsbeispiel sind insgesamt vier solche Durchgänge in Form von Bohrungen vorhanden. Eine erste Bohrung 97 befindet sich in der Achse 98 des Gehäuses 87 und mündet zentral in den Aufnahmeraum 91. Außerdem besitzt das Ventilgehäuse 87 drei weitere einander gleichwertige Bohrungen 99, die parallel zur Achse 98 des Gehäu- ses 87 verlaufen und dreifachsymmetrisch zu dieser Achse ange¬ ordnet sind. Der Abstand der Achsen der Bohrungen 99 von der Achse 98 sowie die Größe der Abschnitte 92 und 93 des Aufnah- meraums 91 und der Durchmesser der Bohrungen 99 sind so aufein¬ ander abgestimmt, daß die Bohrungen 99 mit einem Teil ihres Querschnitts axial in den Aufnahmeraum 91 münden, ihn aber auch von radial außen anschneiden. Damit ist bei offenem Ventil der Öffnungsquerschnitt größer als in einem Fall, in dem Bohrungen 99 ganz innerhalb des Abschnitts 92 des Aufnahmeraums 91 liegen.
Die beiden Verteilerscheiben 61 und 62 werden mit einer gewissen Kraft gegen das Gehäuseteil 22 bzw. den Abstützring 70 sowie ge¬ gen das Gehäuseteil 23 gedrückt. Diese Kraft wird auf zweierlei Weise erzeugt. Zum einen sind in die Sackbohrungen 66 der Ver¬ teilerscheibe 62 Druckfedern 105 eingelegt, die die beiden Ver¬ teilerscheiben auseinanderdrücken. Zum anderen ist eine Druck- fläche 106 an.der ersten Verteilerscheibe 61 nicht und eine Druckfläche 107 an der zweiten Verteilerscheibe 62 durch die Eindrehung 75 nur teilweise druckausgeglichen, so daß im Brems¬ betrieb die beiden Verteilerscheiben auch von dem dann im Zwi¬ schenraum 28 herrschenden Hochdruck auseinandergedrückt werden. Die von diesem Druck erzeugte Kraft überwiegt bei weitem die von den Federn 105 erzeugte Kraft, die lediglich die Funktion haben, die Verteilerscheiben schon bei fehlendem Hochdruck an die Ge¬ häuseteile anzudrücken.
Damit die Druckkräfte, die im Bereich der Drucknut 76 und der Dekompressionsnut 77 an der Verteilerscheibe 62 im Sinne eines Abhebens vom Gehäuseteil 23 angreifen, geringgehalten werden, zieht sich zwischen diesen beiden Nuten und der Eindrehung 75 im Dichtsteg 74 eine Entlastungsrille 108 entlang, die im Abstand vor der Radialnut 79 endet und die an einem peripheren Ende von der Niederdrucksteuernut 73 ausgeht.
Wenn eine mit der gezeigten Motorbremse ausgestattete Brenn¬ kraftmaschine eines Kraftfahrzeugs läuft, nimmt sie über das Zahnrad 39 die Antriebswelle 38 mit. Die Radialkolben 36 gleiten auf dem Exzenterring 43 entlang und führen ihre Hubbewegungen aus. Die Verteilerscheiben 61 und 62 werden von der Antriebs¬ welle mitgenommen. Im Normalbetrieb, wenn die Motorbremse nicht benutzt wird, ist das Druckbegrenzungsventil 55 auf einen nied¬ rigen Druck eingestellt. Die Pumpe wird mit geringer Leistung mitgeschleppt. Die Verteilerscheiben liegen nur aufgrund der Kraft der Federn 105 an den Gehäuseteilen an, so daß auch sie praktisch leistungslos mitgeschleppt werden.
Für den Gebrauch der Motorbremse wird das Druckbegrenzungsventil auf einen hohen Druck von z.B. 100 bar eingestellt. Dieser Druck herrscht dann im Zwischenraum 28 zwischen den beiden Gehäusetei- len 22 und 23. Es sei nun ein bestimmter Steuerausgang 13 be¬ trachtet, der sich augenblicklich axial über der Niederdruck¬ steuernut 73 befinden möge. In der entsprechenden Steuerleitung herrscht also Niederdruck. Das entsprechende Dekompressionsven¬ til 10 ist geschlossen. Während sich nun die Verteilerscheibe 62 in der in Figur 1 mit einem Pfeil B angedeuteten Richtung dreht, gerät der Steuerausgang über den radialen Abschnitt des Dicht¬ stegs 74 zwischen dem einen peripheren Ende der Steuernut 75 und der Drucknut 76 hinweg über die Drucknut 76. Es strömt nun aus dem Hochdruckbereich 28 Druckmittel in die Steuerleitung 12, wo- bei aufgrund von Druckwellenvorgängen zeitweise ein Druck ent¬ steht, der höher als der Druck im Hochdruckbereich der Pumpe 15 und der Verteilereinrichtung 14 ist. Die Druckwellenvorgänge führen auch vor der abermaligen Verbindung des betrachteten Steuerausgangs mit der Niederdrucksteuernut 73 zu einer Umkeh¬ rung der Strömungsrichtung des Druckmittels in der Steuerlei¬ tung. Durch die in Drehrichtung des Pfeiles B der Drucknut fol¬ genden Dekompressionsnut, die über das Rückschlagventil 85 mit dem Hochdruckbereich verbunden ist, kann nun Druckmittel in den Hochdruckbereich zurückströmen. Wichtig ist, daß Druckmittel über das Rückschlagventil 85 in den Hochdruckbereich zurückströ¬ men kann, daß aber über das Rückschlagventil 85 kein Druckmittel aus dem Hochdruckbereich in den Steuerausgang strömen kann, so daß der soeben geschilderte Vorgang mit in die Steuerleitung hineinströmenden und aus der Steuerleitung herausströmenden
Druckmittel nicht erneut angeregt werden kann. Eine erneute An¬ regung würde nämlich schließlich doch noch zu einer erhöhten Verschleppung von Druckmittel in die Niederdrucksteuernut füh¬ ren. Somit ist mit der Erfindung auf einfache Weise ein hydrau- lisches System geschaffen, bei dem mit einer relativ kleinen Pumpe die gewünschte Steuerung der Betätigungselemente über einen großen Bereich von Taktzeiten erreicht wird.

Claims

15Patentansprüche
1. Hydraulisches System, insbesondere Motorbremse für eine Brennkraftmaschine (9), mit mindestens einem hydraulischen Betä¬ tigungselement (11), mit einer Verdrängerpumpe (15), von der Druckmittel aus einem Niederdruckbereich (34) in einen Hoch¬ druckbereich (28) förderbar ist, und mit einer Verteilereinrich¬ tung (14) , die einen über eine Steuerleitung (12) mit dem Betä¬ tigungselement (11) verbundenen Steuerausgang (13) aufweist, der vom Hochdruckbereich (28) aus mit Druck beaufschlagbar und mit dem Niederdruckbereich (34) verbindbar ist, gekennzeichnet durch ein zum Hochdruckbereich (28) hin öffnendes Rückschlagventil (85) , über das die Steuerleitung (12) nach dem Ende ihrer Druck¬ beaufschlagung vom Hochdruckbereich (28) aus und vor ihrer Ver¬ bindung mit dem Niederdruckbereich (34) mit dem Hochdruckbereich (28) verbindbar ist.
2. Hydraulisches System nach Anspruch 1, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß mehrere Betätigungselemente und mehrere getrennt mit Druck beaufschlagbare Steuerleitungen vorhanden sind und daß jede dieser Steuerleitungen über ein nur ihr zugeordnetes Rück- schlagventil mit dem Hochdruckbereich verbindbar ist.
3. Hydraulisches System nach Anspruch 1, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß die Verteilereinrichtung (14) einen gegenüber dem mindestens einen Steuerausgang (13) rotierenden Verteilerrotor (38, 61, 62) aufweist und daß am Verteilerrotor (38, 61, 62) das Rückschlagventil (85) angeordnet ist, über das der Steuerausgang (13) und eine an diesen angeschlossene Steuerleitung (12) mit dem Hochdruckbereich (28) verbindbar sind.
4. Hydraulisches System nach Anspruch 3, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß"mehrere Steuerausgänge (13), vorzugsweise alle Steuerausgänge (13) über dasselbe am Verteilerrotor (38, 61, 62) angeordnete Rückschlagventil (85) mit dem Hochdruckbereich (28) verbindbar sind.
5. Hydraulisches System nach Anspruch 3 oder 4, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß der Verteilerrotor (38, 61, 62) eine Druckaus¬ nehmung (76), über die ein Steuerausgang (13) vom Hochdruckbe¬ reich (28) aus mit Druck beaufschlagbar ist, und eine Entla- stungsausnehmung (73) aufweist, über die der Steuerausgang (13) mit dem Niederdruckbereich (34) verbindbar ist, daß das Rück¬ schlagventil (85) am Verteilerrotor (38, 61, 62) angeordnet ist und daß der Steuerausgang (13) über eine zwischen der Druckaus¬ nehmung (76) und der Entlastungsausnehmung (73) befindliche und von diesen Ausnehmungen (76, 73) getrennte Dekompressionsausneh¬ mung (77) und das dieser nachgeschaltete Rückschlagventil (85) mit dem Hochdruckbereich (28) verbindbar ist.
6. Hydraulisches System nach Anspruch 5, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß ein zwischen der Druckausnehmung (76) und der De- kompressionsausnehmung (77) vorhandener Dichtsteg (78) in Um¬ laufrichtung des Verteilerrotors (38, 61, 62) kürzer ist als die den Ausnehmungen (76, 77) gegenüberliegende Steuerausgänge (13).
7. Hydraulisches System nach Anspruch 5 oder 6, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß in einem Dichtsteg (74) des Verteilerrotors (62), der sich radial oder axial zwischen der Dekompressionsaus¬ nehmung (77) und dem Hochdruckbereich befindet, eine mit dem Niederdruckbereich (34) verbundene Entlastungsrille (108) einge¬ bracht ist.
8. Hydraulisches System, insbesondere nach einem der An- sprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckausnehmung (76) über wenigstens einen Teil ihrer Länge durch einen sich ra¬ dial oder axial zwischen ihr und dem Hochdruckbereich (28) be¬ findlichen Dichtsteg (74) vom Hochdruckbereich (28) getrennt ist und daß in den Dichtsteg (74) eine mit dem Niederdruckbereich (34) verbundene Entlastungsrille (108) eingebracht ist.
9. Hydraulisches System nach einem der Ansprüche 3 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß sich der Hochdruckbereich (28) ra¬ dial außen oder innen am Verteilerrotor (62) befindet und daß das Rückschlagventil (85) derart am Verteilerrotor (62) angeord- net ist, daß seine Achse (98) zumindest angenähert in einer Ra¬ dialebene liegt.
10. Hydraulisches System nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß der Schließkörper (88) des Rück- schlagventils (85) aus einem keramischen Material, insbesondere aus Siliziumnitrid besteht.
11. Hydraulisches System nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß der Schließkörper (88) des Rück¬ schlagventils (85) vom Hochdruckbereich (28) aus in Schließrich- tung anströmbar ist.
12. Hydraulisches System nach Anspruch 11, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß durch ein in einem zentralen Hohlraum (91) den Schließkörper (88) aufnehmendes und führendes Ventilgehäuse (87) des Rückschlagventils (85) eine Anzahl von n>l ablaufseitigen Bohrungen (99) hindurchgehen, die in Achsrichtung des Rück¬ schlagventils (85) verlaufen, n-fach symmetrisch zur Achse (98) des Rückschlagventils (85) angeordnet sind und zumindest mit ei¬ nem Querschnittsteil axial in den Hohlraum (91) münden.
13. Hydraulisches System nach Anspruch 12, dadurch gekenn- zeichnet, daß die Bohrungen (99) den Hohlraum (91) von radial außen anschneiden.
14. Hydraulisches System nach Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, daß eine weitere ablaufseitige Bohrung (97) des Ventilgehäuses (87) zentral in den Hohlraum (91) mündet.
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DE4414401A1 (de) 1995-11-09

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