Die Erfindung bezieht sich auf eine Motorbremse für eine
mehrzylindrige Brennkraftmaschine gemäß dem Oberbegriff
des Patentanspruchs 1.
Solche Motorbremsen sind beispielsweise Dekompressionsbrem
sen, die die Kompressionsarbeit des Verdichtungstaktes
durch Abblasen im Bereich des Zünd-OT zum Bremsen nutzbar
machen. Dies geschieht durch leichtes bzw. kurzzeitiges
Öffnen des Auslaßventils oder eines zusätzlichen kleinen
Ventils, wobei durch Steuerung der Öffnungszeiten eine Dosierung
der Bremsleistung erfolgen kann. Verschiedene Bauarten
dieser Dekompressionsbremsen sind beispielsweise im
Sonderdruck aus ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 90
(1988), Heft 12, im Aufsatz "Die Motorbremse von Nutzfahrzeugen
- Grenzen und Möglichkeiten zur Weiterentwicklung"
vorgestellt.
Aus der DE-PS 30 26 529 ist eine Dekompressions-Motorbremse
für eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine bekannt, bei der
im Ventilgestänge der jeweiligen Auslaßventile zur Veränderung
der wirksamen Länge dieses Gestänges im Sinne einer
Öffnungsbewegung des Auslaßventils ein steuerbares, als
Kolben ausgebildetes Teleskopteil vorgesehen ist, das im
Ventilstößel angeordnet und hydraulisch betätigt ist. Die
Ansteuerung des Teleskopteils erfolgt über Einzel-Steuerleitungen,
denen jeweils ein Verdrängerkolben zugeordnet
ist. Die Verdrängerkolben sind radial in einem Gehäuse geführt
und werden durch einen innenliegenden Nocken, der
synchron mit der Nockenwelle gedreht wird, angetrieben. Für
jeden einzelnen Pumpenkolben ist ein entsperrbares Rück
schlagventil vorgesehen, wobei eine zentrale, pneumatisch
angesteuerte Steuerscheibe dazu dient, alle Rückschlagventile
gleichzeitig auf- bzw. zuzusteuern.
Dadurch, daß in diesem bekannten Fall jedem einzelnen
Nockentrieb eine separate Pumpe mit Steuerschaltung zugeordnet
wird, ergibt sich ein verhältnismäßig komplexer
schaltungs- und vorrichtungstechnischer Aufbau. Dies erschwert
einerseits die Montage der für die Motorbremse erforderlichen
Komponenten. Auf der anderen Seite wird es mit
dieser bekannten Vorrichtung schwierig, die Ventile insbesondere
bei hohen Drehzahlen zeitlich exakt zu steuern und
damit die Motorbremse richtig zu dosieren.
Eine weitere Motorbremse ist aus dem Dokument AT-EP 83 058
(=E 18 457 B) bekannt. Hierbei wird jedem zu betätigenden
Motorventil je ein Geberkolben und ein Nehmerkolben zur eigentlichen
Betätigung des Motorventils zugeordnet, wobei
der Geberkolben von der Nockenwelle mittelbar betätigt
wird. Das Hydrauliksystem wird durch eine zentrale Pumpe
versorgt, und ein in die Versorgungsleitung eingegliedertes
Hydraulikventil übernimmt eine Aktvierungs- und Füllfunktion
für das Motorbremssystem. Der Aufbau dieses Motorbremssystems
ist somit weiterhin verhältnismäßig komplex
und es bleibt mit dieser Anordnung schwierig, die Ventile
im gesamten Drehzahlbereich exakt zu steuern.
Zur Vereinfachung der Steuerung der Motorbremse wird im Dokument
DE 40 38 334 C1 eine Motorbremse für eine mehrzylindrische
Brennkraftmaschine vorgeschlagen, bei der eine Pumpe
eine Hydraulikdruck-Verteilereinrichtung speist, welche
synchron mit der Drehzahl des Motors betrieben wird und auf
diese Weise mit exakter zeitlicher Abstimmung die einzelnen
Ventile ansteuert. Über eine Korrelation zwischen der Drehzahl
der Verdrängerpumpe und derjenigen der Nockenwelle ist
in dieser Druckschrift nichts ausgesagt. Die die Hydraulikdruck-
Verteilereinrichtung speisende Verdrängerpumpe ist
kinematisch von der Hydraulikdruck-Verteilereinrichtung
entkoppelt.
Aufgabe der Erfindung ist es, die Motorbremse gemäß dem
Oberbegriff des Patentanspruchs 1 derart weiterzubilden,
daß im gesamten Betriebs-Drehzahlbereich des Motors eine
zeitlich exakte Ansteuerung der Ventile sichergestellt ist,
wobei der vorrichtungstechnische Aufwand für die richtige
Zuordnung der Verteilersteuerung zur Motorkinematik so
klein wie möglich gehalten werden soll.
Diese Aufgabe wird durch die im Kennzeichen des Patentanspruchs
1 angegebenen Merkmale gelöst.
Erfindungsgemäß wird den einzelnen, getaktet aufsteuer
baren Ventilen eine zentrale Pumpe zugeordnet, deren
Ausgangsseite an einer Hydraulikfluid-Verteilereinrichtung anliegt,
welche dann im Rhythmus des Motorbetriebs die Auftei
lung des Hochdrucks auf die individuellen Steuerleitun
gen vornimmt. Hierdurch ergibt sich der Vorteil, daß
mit einem verhältnismäßig kleinen Aufwand die Ansteue
rung der einzelnen Hydraulikkolben zeitlich präzise
durchgeführt werden kann. Durch die zentrale Drucker
zeugung kann auch der Steuerkreis vereinfacht werden.
Im einzelnen genügt ein einziges Schaltventil, um die
Motorbremse zu- bzw. abzuschalten. Weil die Ver
drängerpumpe synchron mit der Nockenwellendrehzahl
läuft, ergibt sich der weitere Vorteil, daß die Förder
menge automatisch über den gesamten Drehzahlbereich der
Brennkraftmaschine an den Volumenstrombedarf der Motor
bremsventile angepaßt wird. So gelingt es einerseits
bei hohen Drehzahlen, ausreichend große Strömungsmit
telmengen unter Betriebsdruck bereitzustellen. Anderer
seits kann die Leistungsaufnahme der Pumpe bei niedri
gen Drehzahlen minimal gehalten werden. Durch die Ver
wendung einer zentralen, synchron mit der Nockenwellen
drehzahl laufenden Verdrängerpumpe wird darüber hinaus
der weitere Vorteil erzielt, daß Druckschwankungen in
den Einzel-Steuerleitungen mit verhältnismäßig einfa
chen baulichen Maßnahmen geglättet werden können. Dies
kann beispielsweise mit einfachen Mitteln dadurch ge
schehen, daß der Pumpenausgangsbereich mit einer Hoch
druck-Puffereinrichtung beispielsweise in Form eines
Hochdruck-Pufferkolbens verbunden wird, so daß die
zeitliche Steuerung der einzelnen Motorbremsventile
noch genauer erfolgen kann. Bereits im Saugbereich der
zentralen Verdrängerpumpe kann durch ein einziges
Druckregelventil für eine sehr wirksame Glättung des
Ansaugdrucks der Verdrängerpumpe gesorgt werden, was
der Zeitsteuerung der einzelnen Hydraulikkolben weiter
zugute kommt. Als Strömungsmittelquelle kann hierbei
eine gewöhnliche Schmierölpumpe dienen. Die Zuordnung der
Verteilersteuerung zur Motorkinematik wird bei Vereinfachung
des Aufbaus und der Anordnung verbessert, weil
die Verteilerscheibe
zusammen mit dem Rotor der Verdrängerpumpe angetrieben
ist. Druckerzeugung, Drucksammlung und Druckverteilung
können auf diese Weise sämtlich im rotierenden Teil
erfolgen, so daß die Anzahl der Drehdurchführungen bzw.
Drehübertragungen möglichst klein gehalten werden kann.
Darüber hinaus wird auch der Antrieb für die Verteiler
scheibe stark vereinfacht.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegen
stand der Unteransprüche.
Wenn die Verteilerscheibe der von der Verdrängerpumpe
gespeisten Hydraulikdruck-Verteilereinrichtung zusammen
mit der Verdrängerpumpe mit gleicher Drehzahl umläuft, wird die
getriebemäßige Kopplung sehr einfach und es
läßt sich die Steuerung des Verteilers zuverlässig
der betreffenden Motorkinematik zuordnen. Die Hydrau
likfluiddruck-Verteilereinrichtung läßt sich dadurch unter
Beibehaltung des konstruktiven Aufbaus für verschieden
ste Motor-Baureihen verwenden, wobei lediglich ggf. die
Verteilerscheibe zur Anpassung an den betreffenden Mo
tortyp ausgetauscht werden muß.
Vorzugsweise wird die Verdrängerpumpe von einer Radial
kolbenpumpe gebildet, die gemäß einer vorteilhaften
Ausgestaltung fünf Arbeitskolben besitzt. Mit einer
derartigen Pumpe läßt sich ein gleichmäßiger Pumpen
strom erzielen, d. h. ein Volumenstrom mit geringen Vo
lumen- und Druckschwankungen.
Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung sind die Ar
beitskolben so in einem Rotor angeordnet, daß die Ar
beitskammern radial innen liegen. Der von den einzelnen
Arbeitskolben erzeugte Hochdruck kann auf diese Weise
im Zentrum des Rotors und damit auf engem Raum gesam
melt werden. In diesem Bereich ist eine Drucküberfüh
rung über eine Gleitringanordnung mit kleinsten Verlu
sten möglich, da nur eine sehr kleine Dichtfläche und
damit ein kleiner Reibradius vorliegt, und sich dadurch
sehr kleine Reibungskräfte ergeben, weil die Axial-An
preßkräfte zwischen stehendem und drehendem Teil rela
tiv klein gehalten werden können.
Der erfindungsgemäße Aufbau der Motorbremse eröffnet
die Möglichkeit, die Elemente der Steuerung für die
Motorbremse, wie z. B. Druckbegrenzungsventile,
Volumenspeichereinrichtungen und Schaltventile im dre
henden Teil, d. h. im Rotor selbst unterzubringen, so
daß eine Drucküberführung zwischen einem drehenden und
einem stehenden Teil vollkommen entfallen kann. Durch
die Arbeitsweise der Pumpenkolben radial nach innen und
die Drucksammlung im Zentrum des Rotors werden aller
dings günstige Voraussetzungen auch für den Fall ge
schaffen, daß diese Komponenten im stehenden Teil, d. h.
im Rotorgehäuse untergebracht werden, da die Drucküber
tragung in Form der Drehdurchführung auf kleinstem Raum
untergebracht werden kann und mit gutem Wirkungsgrad
arbeitet. In diesem Fall kann der Rotor volumenmäßig
verkleinert werden, so daß die bewegte Masse möglichst
klein gehalten wird, was dem Ansprechverhalten zugute
kommt.
Mit der Weiterbildung des Patentanspruchs 8 wird die
Passungsaufnehmung des Rotors im stehenden Teil, d. h.
im Rotorgehäuse in vorteilhafter Weise zur Ausbildung
einer Niederdruck-Verteilerkammer genutzt, aus der die
einzelnen Arbeitskammern der Pumpenkolben gespeist wer
den. Das Vorsehen einer derartigen zentralen Nieder
druck-Verteilerkammer bzw. Niederdruck-Ansaugkammer
führt zu einer weitergehenden Glättung des an der Ver
teilerscheibe anliegenden Hochdrucks, so daß die Steu
ergenauigkeit der Dekompressionsventile weiter verbes
sert wird.
Wenn jeder Arbeitskammer der Pumpe ein im wesentlichen
axial ausgerichteter Saug- und Druckkanal zugeordnet
wird, der über ein zugehöriges Saugventil aus der ge
meinsamen Niederdruck-Ansaugkammer gespeist ist, wird
der für den Rotor ohnehin erforderliche Lagerzapfen
möglichst raumsparend zur Bereitstellung der Saug- und
Druckkanäle genutzt.
Eine Minimierung der Länge der Verbindungsleitung zwi
schen den einzelnen Verdrängerkammern der Pumpe zur
Steuerebene der Verteilerscheibe ergibt sich mit der
Weiterbildung des Patentanspruchs 10. Gemäß dieser Wei
terbildung wird allen Pumpenverdrängern ein gemeinsames
Auslaßventilelement zugeordnet, welches darüber hinaus
besonders einfach aufgebaut ist.
Mit der Weiterbildung des Patentanspruchs 14 wird der
Lagerzapfen für den Rotor zusätzlich zur Abstützung der
Verteilerscheibe genutzt. Dieser Aufbau eröffnet dar
über hinaus die Möglichkeit, den Rotor auch zur axialen
Abstützung der Verteilerscheibe heranzuziehen, was Ge
genstand des Anspruchs 17 ist.
Durch die axial bewegliche Anordnung der Verteiler
scheibe auf dem Rotorzapfen kann erreicht
werden, daß die Verteilerscheibe stets satt an der Ge
genfläche der Steuerebene anliegt, um Leckageverluste
möglichst klein zu halten und dadurch die Steuerge
nauigkeit weiter anzuheben.
Eine automatische Nachstellung der Steuerscheibe ergibt
sich mit einfachen Maßnahmen durch die Weiterbildung
des Patentanspruchs 18. Durch diese Maßnahmen ergibt
sich eine hydrostatische Überdrückung der Verteiler
scheibe und damit eine leckagefreie Anlage an der Steuerfläche.
Die Aktivierung und Deaktivierung der mit Dekompressionsventilen
ausgestatteten Motorbremse erfolgt gemäß einer vorteilhaften Weiter
bildung der Erfindung dadurch, daß die Pumpen-Ausgangs
leitung über ein ansteuerbares Wegeventil mit einer
Entlastungsleitung verbindbar ist. Wenn das Wegeventil
in Durchgangsstellung geschaltet ist, verdrängen die
einzelnen Pumpenkolben das aus dem Niederdruckbereich
angeströmte Strömungsmittel in einem kurzgeschlossenen
Kreislauf zurück in den Niederdruckbereich. Bei ge
schlossenem Wegeventil wird Strömungsmittel in der Ent
lastungsleitung aufgestaut, so daß sich Druck im Be
reich der Verteilerscheibe aufbauen kann, der dann
durch die Drehbewegung des Rotors und damit der Vertei
lerscheibe getaktet auf die einzelnen Dekompressions
ventilkolben gegeben wird. Bei aktivierter Motorbremse
baut sich dementsprechend in den einzelnen Steuerlei
tungen in sehr kurzer Zeit Druck auf, der dann - insbe
sondere bei hohen Drehzahlen - ebenfalls in kurzer Zeit
wieder abgebaut werden muß. Um sicherzustellen, daß
diese Druckschwankungen einen möglichst geringen Ein
fluß auf die Steuergenauigkeit der Motorbremse haben,
erfolgt die Entlastung der Steuerleitungen in den Nie
derdruckbereich, dem ein Druckregelventil vorgeschaltet
ist. Das Druckregelventil liegt in der Versorgungslei
tung für den Steuerkreis der Motorbremse, der bei
spielsweise von der Schmierölpumpe der Brennkraftma
schine gespeist wird. Das Druckregelventil wird bei
spielsweise auf einen Druck von 1,5 bar eingestellt und
ist damit in der Lage, im Niederdruckbereich möglichst
gleichmäßige Druckverhältnisse sicherzustellen, insbe
sondere Druckspitzen und übermäßige Druckabsenkungen
auszuschalten. Eventuell noch auftretende Volumen- und
damit einhergehende Druckschwankungen können durch
einen zusätzlichen Niederdruckdämpfer weiter geglättet
werden.
Die Weiterbildung gemäß Patentanspruch 28 hat den wei
teren, besonderen Vorteil, daß Pulsationen insbesondere
im rücklaufenden Strömungsmittel bzw. Hydraulikfluid wirksam eingedämmt
werden. Der hydraulische Anschlag für die Hydraulikkol
ben der Dekompressionsventile sorgt dafür, daß das Kom
pressionsvolumen bereits während der Bewegung bis zu
einem gewissen Grad entlastet wird, wobei sich der zu
sätzliche Vorteil ergibt, daß im Bereich des hydrauli
schen Anschlags der Steuerkreis geöffnet ist, so daß an
dieser Stelle evtl. vorhandene Gasblasen im Steuersy
stem abgeführt werden können. Schließlich besteht ein
weiterer Vorteil dieser Weiterbildung darin, daß ein
direkter Metall/Metall-Kontakt vermieden wird, so daß
neben dem Vorteil einer Geräuschminderung die Kompo
nenten der Ventilsteuerung weitgehend geschont werden
und dementsprechend eine hohe Standzeit haben.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen sind Gegenstand
der übrigen Unteransprüche.
Nachstehend wird anhand schematischer Zeichnungen ein
Ausführungsbeispiel der Erfindung näher erläutert. Es
zeigt
Fig. 1 ein schematisiertes Blockschaltbild des
hydraulischen Steuerkreises für die Motorbremse;
Fig. 2 einen teilweise stark schematisierten Schnitt
durch die Steuermechanik der Motorbremse gemäß Fig. 1;
Fig. 3 in vergrößerter Darstellung die Einzelheit
der Anordnung der Verteilerscheibe auf einem Lagerzap
fen des Rotors gemäß Fig. 2;
Fig. 4 die Ansicht der Steuerscheibe gemäß IV in
Fig. 3;
Fig. 5 die Ansicht der Steuerscheibe gemäß V in Fig.
3;
Fig. 6 einen Schnitt entsprechend VI-VI in Fig. 2;
Fig. 7 einen Längsschnitt eines Betätigungs-Hydrau
likkolbens für ein Dekompressionsventil; und
Fig. 8 eine teilweise im Schnitt gezeigte Ansicht
des Endes eines Gehäuses für das Steuerteil der Motor
bremse mit integriertem Druckbegrenzungsventil und
Hochdruck-Pufferkolben.
Fig. 1 zeigt schematisch den hydraulischen Steuerkreis
und die Steueranordnung für eine Motorbremse, die nach
dem Prinzip einer Dekompressionsbremse arbeitet. Die
Motorbremse ist für eine Brennkraftmaschine mit acht
Zylindern konzipiert, wobei jedoch zur Vereinfachung
der Darstellung lediglich ein Brennraum mit Dekompres
sionsventil schematisch dargestellt ist. Die Motor
bremse arbeitet nach dem Prinzip, daß entweder das Aus
laßventil selbst oder ein zusätzliches Ventil 12, das
nachfolgend als Dekompressionsventil bezeichnet werden
soll, kurzzeitig geöffnet wird. Die Kompressionsarbeit
des Verdichtungstaktes wird auf diese Weise durch Ab
blasen zum Bremsen nutzbar gemacht.
Die Betätigung des Dekompressionsventils erfolgt durch
einen in Fig. 1 nicht näher dargestellten Hydraulikkol
ben, der durch eine zugehörige Steuerleitung 14-1 bis
14-8 angesteuert ist. Zur Vereinfachung der Darstellung
ist lediglich eine Steuerleitung 14 in Gänze darge
stellt.
Für jedes Dekompressionsventil ist eine gesonderte Einzel-
Steuerleitung 14 vorgesehen, die von einer Hydraulikfluid-
Verteilereinrichtung 16 ausgeht. Die Hydraulikfluid-
Verteilereinrichtung, deren Aufbau nachfolgend
näher beschrieben werden soll, verteilt den von einer
Pumpe bereitgestellten Strömungsmitteldruck zeitlich
getaktet auf die betreffenden, aufzusteuernden Steuer
leitungen und entlastet diese zu vorgegebenen Zeitpunk
ten wieder, so daß ein mit der Motordrehzahl synchrones
Auf- und Zusteuern der Dekompressionsventile 12 bewirkt
wird. Um die Steuerung der Dekompressionsventile im ge
samten Drehzahlspektrum der Brennkraftmaschine mit mög
lichst großer Genauigkeit durchführen zu können, hat
die Steuervorrichtung den folgenden Aufbau:
Die Hochdruck-Verteilereinrichtung weist eine
Schlitzsteuerscheibe 20 auf, die über den Umfang ver
teilt zwei Bereiche hat. Eine erste kreissegmentartige
Schlitzausnehmung 22 steht mit dem Ausgangsdruck einer
Verdrängerpumpe 18 in Verbindung, die synchron mit der
Kurbelwellen- und damit mit der Nockenwellendrehzahl
läuft. Die kreissegmentförmige Schlitzausnehmung 22 er
streckt sich über einen ersten Zentriwinkel ZW1. Im we
sentlichen auf demselben Radius wie die kreisseg
mentartige Schlitzausnehmung 22 erstreckt sich über
einen zweiten Komplementär-Zentriwinkel ZW2, der den
Winkel ZW1 im wesentlichen zu 360° ergänzt, ein wei
terer Kreisbogenschlitz 24, der mit einem Niederdruck
bereich des Hydraulik-Steuerkreises in Verbindung
steht. Im konkreten Ausführungsbeispiel ist der Kreis
bogenschlitz 24 über eine Leitung 26 an die Saugseite
der Pumpe 18 angeschlossen.
Wie durch die Doppellinie 28 angedeutet ist, wird die
Schlitzsteuerscheibe bzw. Verteilerscheibe 20 über ein
Antriebsrad bzw. Ritzel 30 angetrieben, das über ein
Gegenrad 32 einen Antrieb erfährt, der von der
Kurbelwelle 34 abgeleitet ist. Das Übersetzungsverhältnis
zwischen den Rädern 32 und 30 beträgt 1:2, so daß das
Ritzel 30 mit einer Drehzahl angetrieben wird, die ex
akt diejenigen der Nockenwelle der Brennkraftmaschine
entspricht. Es ist deshalb möglich, das Ritzel 30 auf
einer Verlängerung der Nockenwelle der Brennkraftma
schine anzuordnen und auf diese Weise eine synchrone
Drehzahl mit der Nockenwelle bereitzustellen. Die
kreissegmentartigen Schlitzausnehmungen 22, 24 werden
deshalb bei jeder Drehzahl der Brennkraftmaschine zeit
lich exakt an den nicht näher dargestellten Mündungs
öffnungen der Steuerleitungen 14 vorbeibewegt, so daß
ein getaktetes Öffnen und Schließen der Dekompressions
ventile 12 erfolgt.
Durch die weitere Doppellinie 36 ist angedeutet, daß
auch die Pumpe 18 mit derselben Drehzahl angetrieben
wird wie das Ritzel 30 bzw. wie die Verteilerscheibe
20. Mit anderen Worten, die Pumpe 18 läuft synchron mit
der Nockenwellendrehzahl um, so daß die Fördermenge der
Pumpe im gesamten Drehzahlbereich der Brennkraftma
schine an den Volumenstrombedarf der Motorbremse auto
matisch angepaßt wird. Die Pumpenausgangsleitung ist
mit 38 bezeichnet und führt zu einem Verzweigungspunkt
40, von dem eine Druckspeiseleitung 42 abzweigt, die
zur kreissegmentartigen Schlitzausnehmung 22 führt.
Die Motorbremse kann durch ein beispielsweise elek
trisch betätigtes Wegeventil 44 zu- und abgeschaltet
werden. Mit dem Wegeventil 44 in Form eines 2/2-Wege
ventils mit integriertem Rückschlageventil 46 kann die
Pumpenausgangsleitung 38 selektiv auf ein so niedriges
Druckniveau entlastet werden, daß der auf die kreisseg
mentartige Schlitzausnehmung 22 gegebene Hydraulikdruck nicht
mehr ausreicht, die einzelnen Dekompressionsventile 12
zu betätigen. Im konkreten Ausführungsbeispiel erfolgt
über das Wegeventil 44 eine gesteuerte Verbindung zu
einer Entlastungsleitung 48, die mit der Saugseite 50
der Pumpe 18 in Verbindung steht.
Um Druckschwankungen und -stöße im Hydraulikkreis so
weitgehend wie möglich auszuschalten bzw. zu glätten,
sind die folgenden schaltungstechnischen Maßnahmen er
griffen:
Die Pumpe 18 wird von einer Mehrkolben-Verdrängerpumpe
beispielsweise in Form einer Radialkolbenpumpe mit fünf
Verdrängerkolben gebildet, deren Aufbau nachfolgend und
unter Bezugnahme auf die Fig. 2 näher beschrieben wer
den soll. Die Pumpe saugt Strömungsmittel bzw. Hydraulikfluid haus einem Hydraulik-
Niederdruckbereich an, dessen Druckniveau durch ein
Druckregelventil 52 auf einem möglichst gleichbleiben
den Wert von beispielsweise 1,5 bar gehalten ist. Die
Pumpenausgangsleitung 38 ist an einen Hochdruck-
Pufferkolben 54 angeschlossen, der beispielsweise auf
einen Druck von 80 bar ausgelegt ist. Dem Wegeventil 44
ist ein Druckbegrenzungsventil 56 parallel geschaltet,
das auf einen Grenzdruck von beispielsweise 120 bar
eingestellt ist. Zusätzlich kann der Niederdruckbereich
mit einem Niederdruckdämpfer 58 ausgestattet sein, um
Volumen- und Druckschwankungen im Saugbereich der Pumpe
18 weiter zu glätten.
Insbesondere zum Abbau der Druckschwankungen im von den
Dekompressionsventilen rücklaufenden Strömungsmittel
strom, ist die Saugseite 50 über eine Spülölleitung 60,
in der eine Ablaufdrossel bzw. Kühldrossel 62
angeordnet ist, zum Tank T entlastet. Dieses Spülöl und
ggf. noch auftretendes Leckageöl wird durch die vom Mo
tor angetriebene Schmierölpumpe 64 wieder ersetzt, die
in der Leitung zum Druckregelventil 52 vorgesehen ist.
Dieser ständige Leckagestrom über die Drossel 62 kann
zur Kühlung des Hydrauliköls genutzt werden.
Nachfolgend wird unter Bezugnahme auf die Fig. 2 eine
bevorzugte bauliche Ausgestaltung der Motorbremse mit
Steuerkreis näher beschrieben. Die Komponenten, die
vorstehend unter Bezugnahme auf die Fig. 1 bei der Er
läuterung des hydraulischen Steuerkreises bereits ange
sprochen wurden, sind in Fig. 2 mit identischen Bezugs
zeichen versehen.
Ein beispielsweise mehrteiliges Gehäuse 66, 68 ist
durch Befestigungsschrauben 70 an einem Motorblock 72
befestigt, in dem auch die motorbetriebene Schmieröl
pumpe 64 untergebracht ist. Das die Drehbewegung der
Kurbelwelle im Verhältnis 1:2 untersetzende Zahnrad 30
sitzt dreh- und verschiebefest auf einem Pumpenrotor
74. Dieser hat zwei Lagerbereiche 76 und 78, die zu
beiden Seiten eines im wesentlichen mittig vorgesehenen
Arbeitsbereichs 80 liegen, der einen größeren Durchmes
ser hat als die beiden Lagerbereiche 76, 78. In diesem
Arbeitsbereich 80 sind in fünf Radialbohrungen 82, die
im gegenseitigen Winkelabstand von 72° zueinander ste
hen, becherförmige Verdrängerkolben 84 gleitend ver
schiebbar aufgenommen, die sich mit der radial außen
liegenden Bodenoberfläche 86 auf jeweils einer Lauf
rolle 88 abstützen, die auf einer Exzenter-Lauffläche
90 abrollt. Der becherförmige Verdrängerkolben 84 wird
radial nach außen mittels einer Druckfeder 92 in Anlage
mit der Laufrolle 88 gedrückt, so daß sich bei Drehbe
wegung des Rotors 74 eine radiale oszillierende Bewe
gung des Verdrängerkolbens 84 einstellt. Bei Bewegung
radial nach innen vollführt der Verdrängerkolben 84
einen Pumpenhub, während er bei Bewegung radial nach
außen einen Saughub ausführt.
Mit 94 sind die Arbeitskammern der Radialkolbenpumpe 18
bezeichnet, die über jeweils eine zugehörige Druck- und
Saugleitung 96 mit Strömungsmittel bzw. Hydraulikfluid aus einer Nieder
druck-Ansaugkammer 98 speisbar sind. Die Niederdruck-
Ansaugkammer 98 wird am Boden 100 einer Axialbohrung
102 im Gehäuse 68 einerseits und von einer Druckplatte
104 andererseits begrenzt, die auf die dem Zahnrad 30
abgewandte Stirnseite des Pumpenrotors 74 geschraubt
ist. Die jeweiligen Druck- und Saugkanäle 96 sind je
weils von einer Ventilplatte 106 verschlossen, die als
Rückschlag- bzw. Saugventil-Schließkörper fungiert.
Im Arbeitsbereich 80 des Rotors 74 bildet dieser eine
Radialschulter 108 aus, an der die mit Gleitpassung auf
den Rotor 74 aufgeschobene Verteilerscheibe 20 anliegt.
Die Verteilerscheibe 20 ist mittels eines Stiftes 110
drehfest mit dem Pumpenrotor 74 verbunden, jedoch in
axialer Richtung beweglich auf dem Rotor 74 gelagert.
Die dem Zahnrad 30 abgewandte Radial-Stirnfläche 112
kommt in der Steuerebene ES zu liegen, die durch die
Stirnfläche 114 einer Gehäuse-Innenschulter definiert
ist. In dieser Stirnfläche 114 sind über den Umfang
gleichmäßig verteilt Axialbohrungen 116 vorgesehen, die
jeweils in eine zugehörige Radialbohrung 118 zum An
schluß an die betreffenden Einzel-Steuerleitungen 14-1
bis 14-8 münden. Die Steuerleitungen führen zum Steuer
druckraum 120 des zumindest einen zugehörigen Dekom
pressionsventils 12 am betreffenden Zylinder.
Bei der Darstellung gemäß Fig. 2 liegt die kreisseg
mentartige Schlitzausnehmung 22 oben, der dazu komple
mentäre Kreisbogenschlitz 24 ist in der unteren Hälfte
der Fig. 2 erkennbar. Mit gestrichelten Linien ist eine
Verbindung der kreissegmentartigen Schlitzausnehmung 22
mit einem Ringraum 122 in der Steuerscheibe 20 angedeu
tet (siehe Fig. 3), der in einem Bereich liegt, an dem
Radial-Stichkanäle 124 vom Saug- und Druckkanal 96 aus
gehen. Die Radial-Stichkanäle 124 sind von einem Ven
tilring 126 abgedeckt, der von einem elastischem Band
gebildet ist, das sich bei Druckbeaufschlagung eines
Radial-Stichkanals 124 an dieser Stelle radial nach au
ßen in den Ringraum 122 hinein aufweiten kann. Zu bei
den Seiten des Ringraums 122 sind Dichtungen 128, 130
vorgesehen, um die Leckageverluste möglichst klein zu
halten.
In den Ringraum 122 münden darüber hinaus zu den Ra
dial-Stichkanälen 124 in axialer und in Umfangsrichtung
versetzt mehrere Radialkanäle 132, die in einer von der
Seite der der Niederdruck-Ansaugkammer 98 ausgehenden
Zentral-Blindbohrung 134 zusammenlaufen. Die Blind
bohrung 134 geht in eine mittige Ausnehmung 136 in der
Druckplatte 104 über, und setzt sich auf der anderen
Seite einer Drehübertragungsebene DE in einer
Durchgangsbohrung 138 eines rotationssymmetrischen
Axial-Gleitschuhs 140 fort. Der Axial-Gleitschuh ist
abgedichtet (Dichtung 142) in einer nicht näher be
zeichneten Bohrung des stehenden Gehäuses 68 aufgenom
men und mittels eines Stiftes 144 gegen Verdrehen gesi
chert. Die Durchgangsbohrung 138 mündet in einem Raum
146, an den einerseits eine Leitung zum Wegeventil 44
und andererseits eine Leitung zum Druckbegrenzungsven
til 56 geführt ist.
Die Bohrungen 132, 134 sind Bestandteil eines Drucksam
melvolumens, durch dessen Ansteuerung über das Wegeven
til 44 die Motorbremse zu- und abschaltbar ist.
Die Niederdruck-Ansaugkammer 98 steht - wenngleich
nicht näher dargestellt - in Strömungsmittelverbindung
mit einem Ringraum 148, der einerseits mit dem Kreisbo
genschlitz 24 in Verbindung steht und andererseits vom
Ausgangsdruck eines Druckregelventils 52 gespeist wird,
welches im Gehäuseteil 66 eingebaut ist. Das Druckre
gelventil 52 hält den Druck im Hydraulik-Niederdruckbereich 148,
24, 98 auf einem gleichbleibenden Niveau von beispiels
weise 1,5 bar.
Um die Leckageverluste im Bereich der Drehüberführung
zwischen Druckplatte 104 und Axial-Gleitschuh 140 ei
nerseits und im Bereich der Steuerebene ES andererseits
klein zu halten, sind folgende Vorkehrungen getroffen:
Der Außendurchmesser D des Axial-Gleitschuhs 140 ist
größer gehalten als der Durchmesser d einer Senkung in
der Kontaktstirnfläche des Axial-Gleitschuhs 140. Durch
die axial bewegliche Lagerung des Axial-Gleitschuhs im
stehenden Gehäuse 68 sorgt der sich im Raum 146 aufbau
ende Hochdruck dafür, daß der Axial-Gleitschuh 140 auf
die Druckplatte 104 zu gedrückt wird, so daß stets eine
satte Anlage sichergestellt ist.
Im Bereich der Steuerscheibe 20 ist in axialer Fluch
tung mit der kreissegmentartigen Schlitzausnehmung 22
in der zur Radial-Stirnfläche 112 planparallelen Stütz
fläche 150 eine Vertiefung 152 ausgebildet, die über
eine gestrichelt dargestellte Verbindung mit demselben Fluiddruck
beaufschlagt ist wie die kreissegmentartige Aus
nehmung 22. Die Fläche A1 der Vertiefung 152 ist aller
dings größer gehalten als die Fläche A2 der kreisseg
mentartigen Schlitzausnehmung 22. Die Flächendifferenz
bewirkt eine hydrostatische Überdrückung und damit eine
automatische Nachstellung der Verteilerscheibe, so daß
sich letztere stets satt und leckagefrei an die Steuer
fläche anlegt. Gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltung
ist die Fläche A1 von einer elastischen Dichtung 154
eingefaßt.
Mit dem Bezugszeichen 58 ist eine konzentrisch auf das
Gehäuse 66, 68 aufgesetzte Dämpfungskammer bezeichnet,
die mit dem Hydraulik-Niederdruckbereich stromab des Stromregel
ventils 52 in Verbindung steht und zusätzlich zur Glät
tung von Druckschwankungen im Hydraulik-Niederdruckbereich bei
trägt. Das Bezugszeichen 60 bezeichnet eine Spülöllei
tung, in der die Ablaufdrossel 62 angeordnet ist.
In der in den Fig. 1 und 2 dargestellten Stellung des
Wegeventils 44 arbeitet die Steuerung für die Motor
bremse wie folgt:
Die Schmierölpumpe 64 liefert bei laufender Brennkraft
maschine Druck, der durch das Druckregelventil auf etwa
1,5 bar reduziert wird. Das Druckregelventil versorgt
damit den Hydraulik-Niederdruckbereich der Motorbremsen-Steue
rung. Dementsprechend liegt in der Niederdruck-Ansaug
kammer 98, im Ringraum 148 und im Kreisbogenschlitz 24
geregelter Niederdruck vor. Gleichzeitig dreht sich der
Pumpenrotor 74, wobei die Exzentrizität der Exzenter-
Lauffläche 90 so gewählt ist, daß jeweils die oberhalb
einer Axialebene, hier einer Horizontalebene EH liegen
den Verdrängerkolben 84 einen Verdrängungshub ausfüh
ren, während die anderen beiden Verdrängerkolben, die
unterhalb der Horizontalebene EH liegen, einen Saughub
ausführen. Dementsprechend baut sich in den oberhalb
der Horizontalebene EH liegenden Axialbohrungen 96, die
gemäß Fig. 6 mit 1, 2 und 3 bezeichnet sind, Druck auf,
während in den übrigen Axialbohrungen, die in Fig. 6
mit 4 und 5 bezeichnet sind, ein Ansaugvorgang statt
findet. Die Fluidverdrängung in den Bohrungen 96-1,
96-2 und 96-3 führt zum Abheben des Ventilrings von den
zugehörigen Radial-Stichkanälen 124-1, 124-2 und 124-3,
während die Druckdifferenz zwischen Ringraum 122 und
den Leitungen 96-4 und 96-5 dafür sorgt, daß der ela
stische Ventilring 126 die zugehörigen Radial-
Stichkanäle 124-4 und 124-5 fest verschließt. Die zuge
hörigen Kolben 84-4 und 84-5 saugen dementsprechend
Strömungsmittel über die Ventilplatten 106 aus der Nie
derdruck-Ansaugkammer 96 an.
Das von den Kolben 84-1 bis 84-3 verdrängte Strömungs
mittel gelangt durch Abheben des Ventilrings 126 in den
Ringraum 122, es strömt jedoch bei geöffnetem Wegeventil 44
über die benachbarten Radialkanäle 132 radial
nach innen zur Zentralbohrung 136 und von dort über die
Drehdurchführung bzw. Drucküberführung in den Raum 146
und anschließend über das Wegeventil 44 in die Nieder
druck-Ansaugkammer 98. Die Verdrängerpumpe ist damit
kurzgeschlossen, d. h. sie arbeitet in einem stand-by-
Betrieb.
Der Druck pflanzt sich auch vom Ringraum 122 zur kreis
segmentartigen Schlitzausnehmung 22 fort. Das Druckni
veau ist allerdings so gering, daß der über die jeweils
aufgesteuerte Steuerleitung 14 angesteuerte Steuer
druckraum 120 unter einem so kleinen Druck steht, daß
die Kraft einer Rückstellfeder 156 noch nicht über
wunden werden kann. Druckschwankungen in diesem deakti
vierten Zustand der Motorbremse werden über die Spülöl
leitung 60 einerseits und den Niederdruckdämpfer 58 an
dererseits abgebaut, wobei gleichzeitig eine kontinu
ierliche Kühlung des Strömungsmittels durch die Ablauf
drossel 62 erfolgt. Über die Schmierölpumpe 64 wird
dieses Strömungsmittel sowie Leckage-Strömungsmittel
wieder ersetzt.
Wenn die Motorbremse aktiv werden soll, wird das Wege
ventil 44 in die andere Schaltstellung verschoben. Das
Strömungsmittel wird dadurch stromauf des Wegeventils
44, d. h. im Raum 146, in der Durchgangsbohrung 138, in
der Blindbohrung 134 und in den Radialkanälen 132 ange
staut, so daß Hochdruck aufgebaut wird, der sich über
den Ringraum 122 und die mit gestrichelten Linien ange
deutete Verbindung zur Steuerebene ES fortsetzt. Jedes
mal, wenn eine Axialbohrung 116 in Überdeckung mit der
kreissegmentartigen Schlitzausnehmung 22 gelangt, wird
die zugehörige Steuerleitung 14 mit Hochdruck beauf
schlagt, so daß das zugehörige Dekompressionsventil 12
so lange geöffnet wird, bis der Zentrierwinkel ZW1
(siehe Fig. 1) durchlaufen ist. Anschließend gelangt
die Axialbohrung in Überdeckung mit dem sich anschlie
ßenden Kreisbogenschlitz 24, so daß der zugehörige
Steuerdruckraum 120 wieder zum Niederdruckbereich ent
lastet wird.
Druckschwankungen bzw. Druckspitzen im Hydraulik-Hochdruckbereich
werden durch den Hochdruck-Pufferkolben 54 und durch
ein Druckbegrenzungsventil 56 abgebaut bzw. geglättet.
Da die Verdrängerpumpe synchron mit der Drehzahl der
Nockenwelle angetrieben wird, wird bei jeder Drehzahl
der Brennkraftmaschine eine ausreichende Menge an unter
Druck stehendem Strömungsmittel bereit gestellt, so daß
ein Fehlbetrieb der Dekompressionsventile ausgeschlos
sen ist.
In Fig. 7 ist im Schnitt im vergrößerten Maßstab darge
stellt, wie die Betätigung eines Ventilkolbens 160 im
einzelnen erfolgt:
Der Ventilkolben 160 ist in einer Bohrung 162 gleitend
verschiebbar aufgenommen, wobei eine Ringdichtung 164
im Bereich der Gleitpassungsflächen vorgesehen ist. Die
Steuerdruckkammer ist mit 120 bezeichnet. Diese ist
über ein Anschlußteil 164 mit einer Bohrung 166 mit
Druck in der Steuerleitung 14 beaufschlagt. Fig. 7
zeigt die Anschlagstellung des Ventilkolben 160, die
dieser durch die Einwirkung einer nicht näher darge
stellten Rückstellfeder des Ventils einnimmt. Im vorbe
stimmten Abstand A zur Anschlagfläche FA ist in der
Bohrung 162 ein Einstich 168 vorgesehen, der mittels
einer Leitung 170 mit dem Niederdruckbereich des vor
stehend beschriebenen Steuerkreises verbunden ist.
Bei Beaufschlagung der zugehörigen Steuerleitung 14 mit
Hochdruck verschiebt sich der Ventilkolben 160 gegen
die Kraft der Rückstellfeder so weit gemäß Fig. 7 nach
links, bis die Anschlagfläche FA den Einstich 168 er
reicht. Der Druck im Steuerdruckraum 120 wird dann ab
gebaut, so daß der Einstich 168 als hydraulischer An
schlag fungiert.
Schließlich soll anhand Fig. 8 eine spezielle Ausge
staltung des Druckbegrenzungsventils zur Glättung von
Druckspitzen im Hydraulik-Hochdruckbereich beschrieben werden.
Die Besonderheit dieser Ausgestaltung liegt darin, daß
das Druckbegrenzungsventil baulich mit einem Hochdruck
puffer kombiniert ist:
Fig. 8 zeigt das in Fig. 2 linke Ende des Gehäuses der
Steuereinrichtung für die Motorbremse, wobei die Ein
zelheit des Druckbegrenzungsventils 56 mit integriertem
Hochdruck-Pufferkolben 54 im Schnitt gezeigt ist. Der
Anschluß der Pumpenausgangsleitung ist mit 38 bezeich
net und ist als Auslauf einer Bohrung 39 im Gehäuse 68
mit einer Achse 172 ausgeführt. Koaxial zur Bohrung 39
ist das Druckbegrenzungsventil angeordnet, das einen
Ventil-Einsatzkörper 174 aufweist. Als Ventilkörper
dient ein Kolben 177, der endseitig eine gestufte
Platte 175 trägt. Der Kolben erstreckt sich mit Fassung
in eine Bohrung 178 des Ventil-Einsatzkörpers 174 und
verschließt in der Ausgangsstellung eine Querbohrung
186, die einerseits an die Entlastungsleitung 48 ange
schlossen ist und andererseits über eine Verbindungs
leitung 187 mit einem Niederdruck-Pufferraum 188 in
Verbindung steht. In der Leitung 187 kann ein Rück
schlagventil 189 angeordnet sein.
Die Platte 175 wird durch Druckfedern 179, 180 auf eine
Anschlagfläche gedrückt. Die Schraubenfedern 179, 180
stützen sich an einem Stützteller 184 ab, der einstell
bar am Gehäuse festgelegt. Die axiale Lage des Tellers
185 ist mittels eines Gewindeabschnitts einstellbar und
mittels einer Kontermutter 182 verriegelbar. Beide Fe
dern 179, 180 sind im Niederdruck-Pufferraum 188 ange
ordnet. Der Anschluß des Raums 188 zur Leitung 187 ist
mit 190 bezeichnet.
Druckschwankungen kleineren Ausmaßes im Anschluß an die
Pumpenausgangsleitung 38 bewirken bei Überschreiten ei
nes Schwellendrucks zunächst, daß sich der Kolben 177
gegen die Kraft der Druckfedern 179, 180 bewegt, wo
durch eine Glättung der Druckspitzen erfolgt. Der Kol
ben führt einen dem anstehenden Druck entsprechenden
Weg aus. Bei einem darauffolgenden Druckabfall fährt
der Kolben 177 in seine Endstellung zurück und gibt das
gespeicherte Ölvolumen wieder an das System ab. Steigt
der Druck weiter an, fährt der Kolben 177 über einen
bestimmten Hubbereich HP hinaus und gibt die Bohrung
186 frei. Dadurch fließt Öl zum Tank bzw. zur Leitung
48 ab und der Systemdruck wird begrenzt. Das in Fig. 8
gezeigte Bauteil arbeitet also in einem bestimmten an
der Feder einstellbaren Druckbereich als Speicher.
Steigt der Druck darüber hinaus an, so hat es die Funk
tion eines Druckbegrenzungsventils.
Aus der vorstehenden Beschreibung wird klar, daß der
besondere Vorzug der beschriebenen Motorbremse
darin zu sehen ist, daß es bei einfachem Aufbau ge
lingt, den zur Betätigung der jeweiligen Ventile erfor
derlichen Hochdruck zeitlich genau und mit ausreichen
dem Volumen zur Verfügung zu stellen, wobei darüber
hinaus Druckschwankungen, die insbesondere bei hohen
Drehzahlen zu Fehlsteuerungen bzw. Ungenauigkeiten in
der Steuerung führen könnten, weitestgehend ausge
schlossen sind. Die Anzahl der Drehdurchführungen bzw.
Druckübertragungen wird erfindungsgemäß minimiert.
Abweichend von dem zuvor beschriebenen Ausführungsbei
spiel wäre es sogar möglich, das Wegeventil 44 ebenso
wie das Druckbegrenzungsventil und damit den gesamten Hydraulik-
Hochdruckbereich in den drehenden Pumpenrotor ein
zugliedern, so daß ein Übergang vom drehenden zum ste
henden Teil im Hydraulik-Hochdruckbereich lediglich in der
Steuerebene erforderlich würde. Druckverluste können
auf diese Weise noch weiter verringert werden.
Die Motorbremse kann selbstverständlich auch mit ande
ren Ventilen als mit Auslaßventilen in Form von Dekom
pressionsventilen betrieben werden. Es wäre auch mög
lich, beim Ausschiebetakt der Brennkraftmaschine das
Auslaßventil periodisch zu schließen. Einer Steuerlei
tung können auch mehrere Ventile zugeordnet werden.