EP0600918A1 - Hydraulische stelleinrichtung. - Google Patents

Hydraulische stelleinrichtung.

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EP0600918A1
EP0600918A1 EP92915854A EP92915854A EP0600918A1 EP 0600918 A1 EP0600918 A1 EP 0600918A1 EP 92915854 A EP92915854 A EP 92915854A EP 92915854 A EP92915854 A EP 92915854A EP 0600918 A1 EP0600918 A1 EP 0600918A1
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EP
European Patent Office
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pressure
valve
actuating device
hydraulic actuating
control valve
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EP92915854A
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Manfred Ruoff
Helmut Rembold
Berthold Pfuhl
Volkmar Leutner
Martin Mueller
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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    • F15B2211/528—Pressure control characterised by the type of actuation actuated by fluid pressure

Definitions

  • the invention is based on a hydraulic actuator according to the preamble of the main claim.
  • a hydraulic control device is known from DE-OS 40 37 834, in which the partial pressures in the pressure chambers of a differential cylinder can be changed via an electromagnetically actuated control valve.
  • the partial pressures in the pressure chambers are set by partial discharge of pressure medium, these partial pressures being kept approximately constant by appropriate control of the control valve.
  • the control valve is actuated in such a way that the holding pressures are very much lower than the adjustment pressures required for an adjustment movement.
  • the ring surface of the differential cylinder is always acted on by a pump with pressure medium, while the pressure in the pressure chamber on the large piston surface can be changed by the electromagnetically actuated control valve.
  • the control valve is designed as a 3/2-way valve and in a line connection between the pump and the Pressure chamber switched on the large piston area.
  • Such a hydraulic actuating device is used, for example, to actuate a device for adjusting the camshaft relative to the crankshaft in an internal combustion engine (DE-OS 36 16 234).
  • DE-OS 36 16 234 internal combustion engine
  • narrow and long guide gaps are sometimes necessary for the valve member in these control valves.
  • these control valves may be sensitive to dirt, ie if the pressure medium (engine oil from the internal combustion engine) is contaminated, the valve function may be impaired.
  • the hydraulic actuator according to the invention with the characterizing features of the main claim has the advantage that it works with low losses if there is no adjustment movement of the differential piston, that it is simple and that the sensitivity of the control valve to contamination is low.
  • FIGS. 1 and 2 show in FIGS. 1 and 2 an exemplary embodiment of a hydraulic actuating device in a simplified representation. Description of the embodiments
  • 10 denotes a hydraulic actuating device which has a differential cylinder 11 with differential pistons 12, 13.
  • the pressure chamber 14 on the annular surface of the differential cylinder is always acted upon via a pressure line 15 by a pump 16 which is driven by a drive shaft 17, for example the camshaft of an internal combustion engine.
  • the pressure chamber 18 on the larger effective piston surface of the differential cylinder is connected via a line 19 to the inlet 20 of a pressure relief valve 21.
  • This has a pressure chamber 23 formed in a valve housing 22, only indicated, in which a valve member 24 is arranged, which cooperates with a valve seat 25 at the inlet 20.
  • the pressure chamber 23 of the pressure relief valve 21 is connected to a container 27 via a return line 26.
  • the pressure chamber 23 merges on the side opposite the valve seat 25 into a longitudinal bore 29 which is closed by the housing 30 of a proportional magnet 31.
  • Two annular control grooves 32, 33 extend around the longitudinal bore 29 at a distance from one another.
  • a control slide 34 is arranged in the interior of the longitudinal bore 29 and has a circumferential annular groove 35 running in the central area thereof, which, in a manner still to be explained, with the control grooves 32, 33 cooperates.
  • the actuating plunger 37 of the proportional magnet 31 bears against the lower end face 36 of the control slide 34.
  • One end of a compression spring 39 rests on the upper end face 38, the opposite end of which is supported on the valve member 24.
  • a connecting line 41 branches off from the pressure line 19 and connects to the pressure line 15 via an interposed throttle 42 connected is.
  • a first bypass line 43 leads from the pressure line 19 to the lower control groove 33 in the valve housing 22.
  • a second bypass line 44 extends from the upper control groove 32 and opens into the connecting line 41 between the throttle 42 and the pressure line 15.
  • the hydraulic actuating device 10 is used, for example, in a device for continuously adjusting the camshaft of an internal combustion engine relative to its crankshaft, as a result of which a phase shift is generated between these two shafts.
  • the pressure control valve 21 actuated by the proportional magnet 31 serves as the active control element of the hydraulic actuating device.
  • the proportional magnet 31 is not energized in the position shown, ie. h, the actuating plunger 37 and the control slide 34 are in their lower neutral position.
  • a force is exerted on the valve member 24 only because of the pretension of the compression spring 39, which pushes it against the valve seat 25.
  • This (residual) bias is relatively low, i. H. the compression spring 39 is almost completely relaxed.
  • the annular groove 35 of the control slide 34 is located in the region of the lower control groove 33 in the longitudinal bore 29 of the valve housing 22.
  • the upper control groove 32 is closed off by the control slide 34 against the lower control groove 33.
  • the pressure chamber 14 of the differential cylinder 11 is pressurized directly by the pump 16 via the pressure line 15.
  • the pump 16 is advantageously provided with a suction throttling to limit the flow rate.
  • the pressure chamber 18 on the large piston area of the differential piston 12 is connected via the pressure line 19 to the inlet 20 of the pressure relief valve 21.
  • This pressure line 19 is also connected via the connecting line 41 Intermediate throttle 42 connected to the pressure line 15.
  • the two bypass lines 43, 44 are meanwhile closed on one side by the control slide 34.
  • a pressure builds up in the pressure chamber 14 via the pressure line 15, which pressure corresponds to the dynamic pressure upstream of the throttle 42 in the line 41.
  • the pressure relief valve 21 opens. H. the valve member 24 lifts off the valve seat 25, so that a connection is created via the pressure chamber 23 and the return line 26 to the container 27.
  • the differential piston is displaced to the left by the pressure acting in the pressure chamber 14.
  • this movement of the differential piston means an adjustment of the camshaft to "late”, ie. H. to a late turning position or later valve actuation.
  • the differential piston 12, 13 To adjust to "early" or earlier rotational position, the differential piston 12, 13 must be moved to the right.
  • the proportional magnet 31 is excited so that the actuating plunger 37 and thus the control slide 34 move upward.
  • the bias of the compression spring 39 and thus the opening pressure of the pressure relief valve 21 is increased so that a higher pressure can build up in the pressure chamber 18.
  • the control groove 32 and 33 are connected in the longitudinal bore 29 via the annular groove 35 of the control slide. This creates a bypass to the throttle 42 via the bypass lines 44 and 43, so that the pressure chamber 18 on the larger piston surface of the differential cylinder via the lines 43 and 44 and the connecting line 41 is connected to the pressure line 15 bypassing the throttle 42. Due to the larger effective piston area, the differential piston 12, 13 is moved to the right. By bypassing the throttle
  • the pressure at the pressure limiting valve 21 is set via appropriate excitation (less current) of the proportional magnet 31 so that the resultant force on the differential piston, due to the pressures in the two pressure chambers, is precisely the restoring force from the device for adjusting the camshaft corresponds.
  • Appropriate control of the proportional solenoids also ensures that these holding pressures are kept at a level which changes just enough to absorb the restoring forces from the device for adjusting the camshaft even when the rotational speed of the camshaft changes.
  • pressure relief valve 21 As an active control element, long sealing gaps and tight fits for high-pressure sealing are avoided. So that is the sensitivity to contamination low, so that the hydraulic actuating device is particularly well suited for use in internal combustion engines with engine oil contaminated due to operation.
  • FIG. 2 describes a modification of the above exemplary embodiment, in which the throttle in the connection between the two pressure lines is replaced by a passive pressure relief valve.
  • the two pressure lines 15 and 19 are connected by two connecting line sections 41a, 41b.
  • the line section 41a leads from the pressure line 15 to the inlet 46 of the passive pressure relief valve 47. From its outlet 48, the connecting line 41b leads to the pressure line 19.
  • the passive pressure relief valve 47 has a cylindrical valve chamber 50 which opens into a conical pressure chamber 51.
  • a cylindrical valve member 52 is guided in the valve chamber 50, the upper end face 53 of which cooperates with the conical surface 54 of the pressure chamber.
  • the part of the valve chamber that receives the compression spring is connected to a container 59 via a leak oil line 58.
  • the inlet 46 of the pressure relief valve is arranged on the pressure chamber in such a way that it interacts with the end face of the valve member, the outlet is arranged below it in the area of the outer surface of the valve member.
  • the pressure limiting valve 21a is regulated directly by the proportional magnet 31 via the compression spring 39a; a control slide valve - as in FIG. 1 - is not interposed.
  • the proportional magnet When the proportional magnet is de-energized, the pressure of approximately 30 bar required to move the differential cylinder to the left ("late") builds up in the pressure chamber 14 assigned to the annular surface of the differential cylinder.
  • the bias of the passive pressure relief valve 47 is set accordingly, so that the pressure chamber 18 is practically depressurized.
  • the bias of the compression spring 39a is increased by appropriate control of the proportional magnet, so that the pressure in the pressure line 15 and the connecting lines 41a, 41b increases.
  • the passive pressure relief valve 47 opens completely. The released cross-section is dimensioned so that no significant throttle loss occurs.
  • the pressure relief valve can also be designed as a seat valve with a freely guided valve member.
  • the pressure set on the control valve 21s then acts on the rear side (output side) of the valve member.
  • a 2/2-way valve can also be used as the active control element instead of the pressure limiting valve 21a, which valve is actuated in pulsed form by an electromagnet. The pressure control then takes place via control or regulation of the volume flow.

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Description

Hydraulische Stelleinrichtung
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus von einer hydraulischen Stelleinrichtung nach der Gattung des Hauptanspruches. Aus der DE-OS 40 37 834 ist eine derartige hydraulische Stelleinrichtung bekannt, bei der die Teildrücke in den Druckräumen einen Differentialzylinder über ein elektromagnetisch betätigbares Steuerventil veränderbar sind. Die Teildrücke in den Druckräumen werden durch teilweises Abströmen von Druckmittel eingestellt, wobei durch entsprechende Ansteuerung des Steuerventils diese Teildrücke annähernd konstant gehalten werden. Bei stationärer Stellung des Differenzialkolbens wird das Steuerventil derart angesteuert, daß die Haltedrücke sehr viel geringer sind als die für eine Verstellbewegung benötigten Verstelldrücke. Dazu wird die Ringfläche des Differenzialzylinders von einer Pumpe stets mit Druckmittel beaufschlagt, während der Druck im Druckraum an der großen Kolbenfläche durch das elektromagnetisch betätigbare Steuerventil veränderbar ist. Dazu ist das Steuerventil als 3/2-Wegeventil ausgebildet und in eine Leitungsverbindung zwischen Pumpe und dem Druckraum an der großen Kolbenfläche geschaltet. Eine derartige hydraulische Stelleinrichtung wird beispielsweise eingesetzt, um in einer Brennkraftmaschine eine Einrichtung zur Verstellung der Nockenwelle relativ zur Kurbelwelle (DE-OS 36 16 234) zu betätigen. Um in den Endstellungen des Steuerventils den jeweiligen druck- führenden Anschluß gegen den Rücklaufanschluß sicher abzudichten, sind bei diesen Steuerventilen zum Teil enge und lange Führungsspalte für das Ventilglied notwendig. Dadurch sind diese Steuerventile unter Umständen schmutzempfindlich, d. h. bei verschmutztem Druckmittel (Motoröl der Brennkraftmaschine) kann die Ventilfunktion beeinträchtigt werden.
Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße hydraulische Stelleinrichtung mit den kennzeichnenden Merkmalen des Hauptanspruchs hat demgegenüber den Vorteil, daß sie mit geringen Verlusten arbeitet, wenn keine Verstellbewegung des Differentialkolbens erfolgt, daß sie einfach aufgebaut ist und daß die Verschmutzungsempfindlichkeit des Steuerventils gering ist.
Weitere Vorteile der Erfindung und vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den Unteransprüchen und der Beschreibung.
Zeichnung
Zwei Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der nachfolgenden Beschreibung und Zeichnung näher erläutert. Letztere zeigt in den Figuren 1 und 2 jeweils ein Ausfuhrungsbeispiel einer hydraulischen Stelleinrichtung in vereinfachter Darstellung. Beschreibung der Ausführungsbeispiele
In Figur 1 ist mit 10 eine hydraulische Stelleinrichtung bezeichnet, die einen Differentialzylinάer 11 mit Differentialkolben 12, 13 aufweist. Der Druckraum 14 an der Ringfläche des Differentialzylinders ist über eine Druckleitung 15 stets von einer Pumpe 16 beaufschlagt, die von einer Antriebswelle 17, beispielsweise der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors, angetrieben wird.
Der Druckraum 18 an der größeren wirksamen Kolbenfläche des Differentialzylinders ist über eine Leitung 19 mit dem Eingang 20 einer Druckbegrenzungsventils 21 verbunden. Dieses hat einen in einem nur angedeuteten Ventilgehäuse 22 ausgebildeten Druckraum 23, in dem ein Ventilglied 24 angeordnet ist, das mit einem Ventilsitz 25 am Eingang 20 zusammenwirkt. De r Druckraum 23 des Druckbegrenzungsventils 21 ist über eine Rücklaufleitung 26 mit einem Behälter 27 verbunden.
Der Druckraum 23 geht auf der dem Ventilsitz 25 gegenüber liegenden Seite in eine Längsbohrung 29 über, die durch das Gehäuse 30 eines Proportionaimagneten 31 verschlossen ist. Um die Längsbohrung 29 verlaufen mit Abstand zueinander zwei ringförmige Steuernuten 32, 33. Im Inneren der Längsbohrung 29 ist ein Steuerschieber 34 angeordnet, der eine in dessen mittlerem Bereich verlaufende umlaufende Ringnut 35 hat, die auf noch zu erläuternde Weise mit den Steuernuten 32, 33 zusammenwirkt. An der unteren Stirnseite 36 des Steuerschiebers 34 liegt der Betatigungsstoßel 37 des Proportionaimagneten 31 an. An der oberen Stirnseite 38 liegt das eine Ende einer Druckfeder 39 an, deren entgegengesetztes Ende sich am Ventilglied 24 abstützt.
Von der Druckleitung 19 zweigt eine Verbindungsleitung 41 ab, die über eine zwischenσeschaltete Drossel 42 mit der Druckleitung 15 verbunden ist. Eine erste Bypass-Leitung 43 führt von der Druckleitung 19 zur unteren Steuernut 33 im Ventilgehäuse 22. Von der oberen Steuernut 32 geht eine zweite Bypass-Leitung 44 aus, die zwischen Drossel 42 und Druckleitung 15 in die Verbindungsleitung 41 mündet.
Die hydraulische Stelleinrichtung 10 ist beispielsweise in einer Einrichtung zur stetigen Verstellung der Nockenwelle einer Brennkraftmaschine relativ zu deren Kurbelwelle eingesetzt, wodurch eine Phasenverschiebung zwischen diesen beiden Wellen erzeugt wird.
Als aktives Steuerelement der hydraulischen Stelleinrichtung dient das durch den Proportionaimagneten 31 betätigte Druckbegrenzungsventil 21. Der Proportionalmagnet 31 ist in der dargestellten Stellung nicht erregt, d. h, der Betatigungsstoßel 37 und der Steuerschieber 34 befinden sich in ihrer unteren Neutralposition. Dadurch wird nur aufgrund der Vorspannung der Druckfeder 39 eine Kraft auf das Ventilglied 24 ausgeübt, die dieses gegen den Ventilsitz 25 drückt. Diese (Rest-)Vorspannung ist relativ gering, d. h. die Druckfeder 39 ist nahezu vollständig entspannt.
In dieser unteren Neutralposition befindet sich die Ringnut 35 deSteuerschiebers 34 im Bereich der unteren Steuernut 33 in der Längsbohrung 29 des Ventilgehäuses 22. Die obere Steuernut 32 ist durch den Steuerschieber 34 gegen die untere Steuernut 33 abgeschlossen.
Der Druckraum 14 des Differentialzylinders 11 wird über die Druckleitung 15 direkt von der Pumpe 16 mit Druck beaufschlagt. Die Pumpe 16 ist zur Förderstrombegrenzung vorteilhafterweise mit einer Saugdrosselung versehen. Gleichzeitig ist der Druckraum 18 an der großen Kolbenfläche des Differentialkolbens 12 über die Druckleitung 19 mit dem Eingang 20 des Druckbegrenzungsventils 21 verbunden. Diese Druckleitung 19 ist zusätzlich über die Verbindungsleitung 41 mit zwischengeschalteter Drossel 42 mit der Druckleitung 15 verbunden. In der beschriebenen Schaltstellung sind währenddessen die beiden Bypass-Leitungen 43, 44 durch den Steuerschieber 34 jeweils einseitig verschlossen.
Im Druckraum 14 baut sich über die Druckleitung 15 ein Druck auf, der dem Staudruck vor der Drossel 42 in der Leitung 41 entspricht. Gleichzeitig kann sich im Druckraum 18 aufgrund dessen Verbindung mit dem Druckbegrenzungsventil 21 und der geringen Vorspannung der Druckfeder 39 nur ein geringer Gegendruck aufbauen. Bei Überschreiten eines vorgegebenen Gegendruckes öffnet das Druckbegrenzungsventil 21, d. h. das Ventilglied 24 hebt vom Ventilsitz 25 ab, so deß eine Verbindung über den Druckraum 23 und die Rücklaufleitung 26 zum Behälter 27 entsteht. Der Differentialkolben wird durch den im Druckraum 14 wirkenden Druck nach links verschoben.
In der Einrichtung zur Verstellung der Nockenwelle relativ zur Kurbelwelle bedeutet diese Bewegung des Differentialkolbens eine Verstellung der Nockenwelle nach "spät", d. h. zu einer späten Drehlage bzw. später Ventilbetätigung.
Zur Verstellung nach "früh" bzw. früher Drehlage muß der Differentialkolben 12, 13 nach rechts bewegt werden. Dazu wird der Proportionalmagnet 31 erregt, so daß sich der Betätigungstößel 37 und damit der Steuerschieber 34 nach oben bewegen. Somit wird die Vorspannung der Druckfeder 39 und damit der Offnungsdruck des Druckbegrenzungsventils 21 erhöht, so daß sich im Druckraum 18 ein höherer Druck aufbauen kann. Gleichzeitig werden aufgrund der Verschiebung des Steuerschiebers 34 die Steuernut 32 und 33 in der Längsbohrung 29 über die Ringnut 35 des Steuerschiebers verbunden. Damit entsteht über die Bypass-Leitungen 44 und 43 ein Bypass zur Drossel 42, so daß der Druckraum 18 an der größeren Kolbenfläche des Differentialzylinders über die Leitungen 43 und 44 sowie die Verbindungsleitung 41 unter Umgehung der Drossel 42 mit der Druckleitung 15 verbunden ist. Aufgrund der größeren wirksamen Kolbenfläche wird der Differentialkolben 12, 13 nach rechts bewegt. Durch die Umgehung der Drossel
42 über die Bypass-Leitung 42, 43 werden Energieverluste vermieden. Zur Einhaltung einer stationären Zwischenstellung des Diffentialkolbens wird der Druck am Druckbegrenzungsventil 21 über entsprechende Erregung (geringere Bestromung) des Proportionaimagneten 31 gerade so eingestellt, daß die resultierende Kraft am Differentialkolben aufgrund der Drücke in den beiden Druckräumen gerade der Rückstellkraft aus der Einrichtung zur Verstellung der Nockenwelle entspricht. Über entsprechende Ansteuerung der Proportionalmagneten wird ebenfalls gewährleistet, daß diese Haltedrücke auch bei sich ändernden Drehzahlen der Nockenwelle auf einem Niveau gehalten werden, das gerade ausreicht, die Rückstellkräfte aus der Einrichtung zur Verstellung der Nockenwelle aufzunehmen.
Durch die beschriebene Ausbildung der hydraulischen Stelleinrichtung und des Druckbegrenzungsventils ist ein Motornotlauf auch bei Ausfall des Proportionaimagneten bzw. der Hydraulikversorgung gewährleistet. Bei Ausfall des Proportionaimagneten 31 geht der Steuerschieber 34 in seine Neutralposition zurück. Gleichzeitig ist die Druckfeder 39 nahezu entspannt, so daß - wie zuvor beschrieben - der Differentialkolben nach links ("spät") verstellt wird. Bei Ausfall der Hydraulikversorgung wird der Differentialkolben 12, 13 aufgrüne der mechanischen Rückstellkraft aus der Einrichtung zur Verstellung der Nockenwelle nach links bewegt. In beiden Fällen ist aufgrund dieser Rückstellung zur "späten" Drehlage der Nockenwelle ein Motornotlauf gesichert.
Durch die Nutzung des Druckbegrenzungsventils 21 als aktives Steuerelement werden lange Dichtspalte und enge Passungen zur Hochdruckabdichtung vermieden. Damit ist die Verschmutzungsempfindlichkeit gering, so daß die hydraulische Stelleinrichtung besonders gut für den Einsatz in Brennkraftmaschinen mit betriebsbedingt verschmutztem Motoröl geeignet ist.
In Figur 2 ist eine Abwandlung des obigen Ausführungsbeispiels beschrieben, bei der die Drossel in der Verbindung zwischen den beiden Druckleitungen durch ein passives Druckbegrenzungsventil ersetzt ist.
Die beiden Druckleitungen 15 und 19 werden in diesem Ausführungsbeispiel durch zwei Verbindungsleitungsabschnitte 41a, 41b verbunden. Der Leitungabschnitt 41a führt von der Druckleitung 15 zurr Eingang 46 des passiven Drurckbegrenzungsventils 47. Von dessen Ausgang 48 führt die Verbindungsleitung 41b zur Druckleitung 19. Das passive Druckbegrenzungsventil 47 hat einen zylinderförmigen Ventilraum 50, der in einen kegelförmigen Druckraum 51 mündet. Im Ventilraum 50 ist ein zylindrisches Ventilglied 52 geführt, dessen obere Stirnseite 53 mit der Kegelfläche 54 des Druckraumes zusammenwirkt. An der gegenüberliegenden Stirnseite 55 liegt eine Druckfeder 56 an, deren entgegengesetztes Ende am Boden 57 des Ventilraumes anliegt. Der die Druckfeder aufnehmende Teil des Ventilraumes ist über eine Leckölleitung 58 mit einem Behälter 59 verbunden.
Der Eingang 46 des Druckbegrenzungsventils ist so am Druckraum angeordnet, daß er mit der Stirnfläche des Ventilglieds zusammenwirkt, der Ausgang ist unterhalb davon im Bereich der Mantelfläche des Ventilglieds angeordnet.
Das Druckbegrenzungsventil 21a wird in diesem Ausfuhrungsbeispiel über die Druckfeder 39a direkt vom Proportionaimagneten 31 geregelt, ein Steuerschieber - wie in Figur 1 - ist nicht zwischengeschaltet. Bei stromlosem Proportionaimagneten baut sich der zur Verstellung des Differentialzylinders nach links ("spät") notwendige Druck von etwa 30 bar in der der Ringfläche des Differentialzylinders zugeordneten Druckkammer 14 auf. Die Vorspannung des passiven Druckbegrenzungsventils 47 ist entsprechend eingestellt, so daß der Druckraum 18 praktisch drucklos ist.
Zur Verstellung des Differentialkolbens nach rechts ("früh") wird durch entsprechende Ansteuerung des Proportionaimagneten die Vorspannung der Druckfeder 39a erhöht, so daß der Druck in der Druckleitung 15 und den Verbindungsleitungen 41a, 41b ansteigt. Das passive Druckbegrenzungsventil 47 öffnet dabei vollständig. Der freigegebene Querschnitt ist dabei so bemessen, daß kein nennenswerter Drosselverlust auftritt.
In der beschriebenen Ausführung des passiven Druckbegrenzungsventils 47 sind relativ enge Passungen für die Führung des Ventilgliedes 52 im Ventilraum 50 nötig, um den Druck im Druckraum 51 gegen die Leckölleitung 58 abzudichten. Um diesen Nachteil zu umgehen, kann das Druckbegrenzungsventil auch als Sitzventil mit freigeführtem Ventilglied ausgeführt werden. Dabei wirkt dann der am Steuerventil 21s eingestellte Druck auf die Rückseite (Ausgangsseite) des Ventilgliedes. Nachteilig bei diesem zweiten Ausfuhrungsbeispiel ist jedoch, daß zur Verstellung des Differentialkolbens nach rechts
("früh") der Öffnungsdruck des passiven Druckbegrenzungsventils ständig überwunden werden muß.
In der in Figur 2 beschriebenen Ausführungsform der hydraulischen Stelleinrichtung kann als aktives Steuerelement anstelle des Druckbegrenzungsventils 21a auch ein 2/2-Wegeventil eingesetzt werden, das in getakteter Form von einem Elektromagneten angesteuert wird. Die Druckregelung erfolgt dann über Steuerung bzw. Regelung des Volumenstroms.

Claims

Ansprüche
1. Hydraulische Stelleinrichtung (10) mit einem Differentialkolben (12, 13), dessen Ringfläche stets von einer Pumpe (16) mit Druckmittel beaufschlagt ist, während der Druck im Druckraum (18) an der großen Kolbenfläche durch ein elektromagnetisch betätigbares Steuerventil (21, 21a) veränderbar ist, wobei sich in den Druckräumen (14, 18) durch teilweises Abströmen von Druckmittel jeweils ein Teildruck einstellt, der durch entsprechende Ansteuerung des Steuerventils stetig oder unstetig in Abhängigkeit bestimmter Kriterien annähernd konstant gehalten ist, wobei bei stationärer Stellung des Differentialkolbens Haltedrücke eingestellt sind, die sehr viel geringer sind als die Verstelldrücke, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (21, 21a) in einem Abzweig von einer zwischen der Pumpe (16) und dem Druckraum (18) an der großen Kolbenfläche verlaufenden Leitungsverbindung (15, 41, 41a, 41b, 19) angeordnet ist, und daß der Druck in diesem Leitungsabzweig (19) durch Abströmen von Druckmittel über das Steuerventil veränderbar ist.
2. Hydraulische Stelleinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (21, 21a) ein Druckbegrenzungsventil ist, das von einem Proportionaimagneten (31) betätigt ist.
3. Hydraulische Stelleinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß in der Leitungsverbindung (41) eine Drosselstelle (42) angeordnet ist, die sich stromaufwärts vom Leitungsabzweig (19) befindet.
4. Hydraulische Stelleinrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Drosselstelle (42) über einen vom Proportionalmagneten (31) zuschaltbaren Bypass (43, 33, 35, 32, 44) überbrückbar ist.
5. Hydraulische Stelleinrichtung nach einem der Ansprüche 1, 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil ein elektromagnetisch angesteuertes 2/2-Wegeventil ist.
6. Hydraulische Stelleinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß in die Leitungsverbindung (41a, 41b) stromaufwärts vom Leitungsabzweig ein Druckbegrenzungsventil (47) eingesetzt ist.
7. Hydraulische Stelleinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventilglied (52) des Druckbegrenzungsventils auf seiner Rückseite mit Umgebungsdruck beaufschlagt ist.
8. Hydraulische Stelleinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventilglied des Druckbegrenzungsventils (47) frei geführt ist, wobei der am Steuerventil (21a) eingestellte Druck auf die Rückseite des Ventilgliedes einwirkt.
9. Hydraulische Stelleinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß diese eine Einrichtung zur Verstellung der Nockenwelle einer Brennkraftmaschine relativ zu dessen Kurbelwelle betätigt.
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Families Citing this family (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5615648A (en) * 1992-07-25 1997-04-01 Robert Bosch Gmbh Electro-hydraulic adjusting device
DE4240075C2 (de) * 1992-11-28 2002-08-29 Bosch Gmbh Robert Hydraulische Stelleinrichtung
DE19505741A1 (de) * 1995-02-20 1996-08-22 Schaeffler Waelzlager Kg Anordnung zur Vermeidung von Startgeräuschen bei Nockenverstellern
DE19630712A1 (de) * 1996-07-30 1998-02-05 Rexroth Mannesmann Gmbh Vorschubhydraulik
DE19756016A1 (de) * 1997-12-17 1999-06-24 Porsche Ag Vorrichtung zur hydraulischen Drehwinkelverstellung einer Welle zu einem Antriebsrad
JP3962670B2 (ja) * 2002-10-25 2007-08-22 株式会社アーステクニカ 旋動式破砕機の油圧回路およびその油圧回路の制御方法
US7305914B2 (en) * 2004-01-28 2007-12-11 The United States Of America, As Represented By The Administrator Of The Environmental Protection Agency Hydraulic actuator control valve
US7364198B2 (en) * 2004-10-22 2008-04-29 Trw Automotive U.S. Llc Steering column locking mechanism
KR101536571B1 (ko) * 2013-09-25 2015-07-14 최병열 유압실린더의 유압 조절장치
SE2150207A1 (en) * 2021-02-26 2022-03-01 Vaederstad Holding Ab Control of linear actuators

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2397395A (en) * 1942-12-21 1946-03-26 Oilgear Co Hydraulic transmission
US2699102A (en) * 1952-03-19 1955-01-11 Fairchild Camera Instr Co Fluid shutter-operating system for cameras
NL231758A (de) * 1957-10-11
FR1210926A (fr) * 1957-10-11 1960-03-11 Charmilles Sa Ateliers Servo-mécanisme hydraulique à commande électrique
NL243893A (de) * 1958-10-01
US3012541A (en) * 1959-04-02 1961-12-12 Pneumo Dynamics Corp Timed delay actuator
US3105126A (en) * 1960-06-15 1963-09-24 Allis Chalmers Mfg Co Interrupting device employing continuous hydraulic control
US3370603A (en) * 1964-11-24 1968-02-27 Lucas Industries Ltd Servo-system control valve
US3768373A (en) * 1972-08-28 1973-10-30 Chandler Evans Inc Linearized pressure gain module
DE2246809A1 (de) * 1972-09-23 1974-03-28 Messerschmitt Boelkow Blohm Steuereinheit fuer einen arbeitszylinder mit differentialkolben
GB1465674A (en) * 1973-02-26 1977-02-23 Sperry Rand Ltd Electrically-operated fluid actuator
US4361073A (en) * 1974-03-18 1982-11-30 Chandler Evans Inc. Sub-critical time modulated control mechanism
DE3616234A1 (de) * 1986-05-14 1987-11-19 Bayerische Motoren Werke Ag Vorrichtung zur relativen drehlagenaenderung zweier in antriebsverbindung stehender wellen, insbesondere zwischen in einem maschinengehaeuse einer brennkraftmaschine gelagerten kurbelwelle und nockenwelle
IT1217500B (it) * 1988-05-05 1990-03-22 Alfa Lancia Ind Dispositivo per la variazione automatica della fasatura per un motore a c.i.
DE3929621A1 (de) * 1989-09-06 1991-03-07 Bayerische Motoren Werke Ag Vorrichtung zur relativen drehwinkelverstellung einer welle zu einem antriebsrad, insbesondere nockenwelle einer brennkraftmaschine
DE4037824A1 (de) * 1990-01-16 1991-07-18 Bosch Gmbh Robert Hydraulische stelleinrichtung
US5088456A (en) * 1990-01-30 1992-02-18 Atsugi-Unisia Corporation Valve timing control system to adjust phase relationship between maximum, intermediate, and minimum advance position
DE4037089C2 (de) * 1990-11-22 1999-06-02 Bosch Gmbh Robert Hydraulische Einrichtung zum Verdrehen der Nockenwelle einer Brennkraftmaschine
DE4037834A1 (de) * 1990-11-28 1992-06-04 Fritz Stahlecker Vorrichtung zum pneumatischen falschdrallspinnen
DE4224653A1 (de) * 1992-07-25 1994-01-27 Bosch Gmbh Robert Elektrohydraulische Stelleinrichtung

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO9305302A1 *

Also Published As

Publication number Publication date
US5421294A (en) 1995-06-06
JP3536077B2 (ja) 2004-06-07
DE4128656A1 (de) 1993-03-04
DE59207959D1 (de) 1997-03-06
EP0600918B1 (de) 1997-01-22
DE4128656C2 (de) 1994-10-20
KR100225994B1 (ko) 1999-10-15
JPH06510106A (ja) 1994-11-10
KR940702252A (ko) 1994-07-28
WO1993005302A1 (de) 1993-03-18

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