EP0653014B1 - Electro-hydraulic adjusting device - Google Patents

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Publication number
EP0653014B1
EP0653014B1 EP93914613A EP93914613A EP0653014B1 EP 0653014 B1 EP0653014 B1 EP 0653014B1 EP 93914613 A EP93914613 A EP 93914613A EP 93914613 A EP93914613 A EP 93914613A EP 0653014 B1 EP0653014 B1 EP 0653014B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
valve
line
camshaft
differential
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP93914613A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP0653014A1 (en
Inventor
Manfred Ruoff
Helmut Rembold
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP0653014A1 publication Critical patent/EP0653014A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP0653014B1 publication Critical patent/EP0653014B1/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift

Definitions

  • the invention is based on an electrohydraulic actuating device for actuating a device for adjusting at least one camshaft of an internal combustion engine relative to its crankshaft in accordance with the preamble of the main claim.
  • the pressure chambers of the differential cylinder serving as an actuator are acted upon by a high-pressure pump.
  • the larger of the two pressure chambers of the differential cylinder is acted upon directly by the pump pressure, the pressure in the smaller of the two pressure chambers can be changed via a control valve.
  • the pressure in the two pressure chambers can be changed by correspondingly controlling the control valve, holding pressures being set when the differential cylinder or differential piston is stationary, which are very much lower than the pressures necessary for adjustment.
  • valve control When using such an electrohydraulic actuating device for valve control of an internal combustion engine with stepless adjustment of the intake camshaft, the full load curve of the internal combustion engine can be significantly improved by an optimized valve closure.
  • This valve control requires a quick adjustment of the intake camshaft relative to the crankshaft over a crankshaft angle of approximately 50 °. High pressure pumps with maximum pressures in the range of approximately 100 bar are required for such a rapid adjustment.
  • a valve control with such an electrohydraulic actuating device reaches its limits.
  • a camshaft adjusting device for internal combustion engines in which a camshaft for the intake valve and a camshaft for the exhaust valve can be adjusted independently of one another by means of hydraulic actuators relative to the crankshaft, but this adjusting device has the Disadvantage that the two hydraulic adjustment devices work independently of one another and thus have two structurally complex, separate hydraulic circuits.
  • a hydraulic actuating device is known from international patent application WO-A 91 10 813, which has a differential piston, the smaller piston surface of which can be acted upon by a pump with pressure medium, while the pressure in the pressure chamber on its larger piston surface can be changed by an electromagnetically actuated control valve.
  • this adjusting device which can optionally be used as a camshaft adjusting device for internal combustion engines, has the disadvantage that for each single camshaft a single hydraulic actuating device must be provided, which causes high construction costs and thus high costs.
  • the camshaft adjusting device with the characterizing features of the main claim has the advantage that valve control of an internal combustion engine is possible with the aid of which a further substantial improvement in the exhaust gas quality of the internal combustion engine is possible. Due to the adjustability of the second camshaft (exhaust camshaft) of the internal combustion engine, the valve closure of the exhaust valves can also be optimized with regard to the speed and the load behavior of the internal combustion engine.
  • the features described in the subclaims allow both pure black-and-white adjustments (two control positions) of the exhaust camshaft and a continuous adjustment of the exhaust camshaft relative to the crankshaft.
  • the hydraulic components required for this are relatively simple, the additional components to be used are small.
  • both camshafts can be adjusted in a structurally simple manner by means of a common hydraulic circuit.
  • FIG. 1 shows an electrohydraulic actuating device with a differential cylinder 10, which does not form part of the present invention and whose pressure chamber 11 is separated from an annular chamber 14 by a differential piston 12 with a piston rod 13.
  • the annular space 14 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 11 on the larger, effective piston surface is connected via a line 19 to the inlet 20 of an active pressure control valve 21.
  • a valve seat 22 is formed which interacts with a valve member 23, which is designed here as a ball.
  • the tappet 24 of a proportional magnet 25, which projects into the pressure control valve 21, bears on the side of the valve member 23 opposite the valve seat 22.
  • the proportional magnet 25 is connected to a control unit 27 via an electrical control line 26.
  • the tappet 24 is brought into contact with the valve member 23 by a spring (not shown) which is only slightly pretensioned.
  • the magnetic force acting on the tappet 24 by appropriate energization acts in the closing direction of the valve member 23.
  • the outlet 28 of the pressure control valve 21 is connected to a container 29.
  • the line 15 between the pump 16 and the annular space 14 and the line 19 between the pressure space 11 and the pressure control valve 21 are connected to a connecting line 31 in which an overflow valve 32 is arranged. This is arranged so that its inlet 33 is acted upon by line 15, its outlet 34 leads via connecting line 31 to line 19. At the inlet 33 of overflow valve 32, a valve seat 35 is formed which interacts with a valve member 36. This is acted upon by a compression spring 37 in the closing direction. The bias of the compression spring 37 is adjustable - in a manner not shown.
  • a branch line 39 branches off from the line 15 and is connected to the annular space 40 of a second differential cylinder 41 with differential pistons 42 and piston rod 43.
  • the pressure chamber 44 on the larger effective piston side is connected to a 3/2-way valve 46 via a pressure line 45. From this a line connection 47 leads to the connecting line 39.
  • a third connection 48 of the 3/2-way valve 46 is connected to the container 29.
  • the valve member 50 of the 3/2-valve 46 is brought from the neutral position I into the switching position II by a switching magnet 51 against the action of a compression spring 52.
  • the switching magnet 51 is connected to the control unit 27 via an electrical control line 53.
  • the electrohydraulic actuating device is used to actuate a device for adjusting a camshaft of an internal combustion engine relative to its crankshaft. This adjustment results in a phase shift of the control curves of these shafts.
  • the camshaft for intake valve control is rotated relative to the crankshaft in a manner known per se. This requires rapid adjustment over a relatively large angular range (approximately 50 ° crankshaft angle).
  • This device for adjusting the camshaft is actuated by the differential cylinder or differential piston as an actuator.
  • a second camshaft of the internal combustion engine - namely that for exhaust valve control - can also be rotated relative to the crankshaft.
  • the angular range to be covered can be smaller than that of the first camshaft.
  • the second differential cylinder 41 or differential piston 42 is used for the relative rotation of the second camshaft (exhaust camshaft).
  • the first differential cylinder 10 is in its left end position.
  • the intake camshaft, not shown, would thus be adjusted to "late”, i.e. to a late turning position or valve actuation (relative to the crankshaft).
  • the second differential cylinder 41 is also in its left end position.
  • the exhaust camshaft, not shown, would be thus also in a "late" rotational position.
  • the 3/2-way valve 46 is in its spring-loaded neutral position I, so that the pressure chamber 44 of the second differential cylinder 41 is relieved via the pressure line 45 and the 3/2-way valve 46 to the third connection 48 or to the container 29.
  • the line connection 47 is closed at the same time, so that the annular space 40 is connected to the pump 16 via the connecting line 39 and the pressure line 15.
  • the second differential cylinder 41 thus remains in its left end position or is brought into this.
  • the annular space 14 of the first differential cylinder 10 is also connected to the pump 16 via the pressure line 15. Via the connecting line 31, the overflow valve 32 and the line 19 there is also a connection from the pressure line 15 to the pressure chamber 11 of the differential cylinder 10 and to the pressure control valve 21.
  • the pressure control valve 21 serves as an active control element for the movement of the first differential cylinder 10, in which the pressure of the pressure chamber 11 is influenced via controlled relief via the valve seat 22 of the pressure relief valve 21.
  • valve ball 23 In the non-energized switching position of the pressure control valve 21 shown, the valve ball 23 is brought into contact with the valve seat 22 by the tappet 24 of the proportional magnet.
  • the force on the valve member 23 in the closing direction is, however, small due to the only slightly preloaded compression spring (not shown) of the proportional magnet 25. Therefore, the valve member 23 lifts off the valve seat 22 even at low pressure at the inlet 20.
  • a predetermined, low back pressure is exceeded, therefore opens the pressure relief valve 21, so that the pressure chamber 11 of the differential cylinder 10 is relieved.
  • the annular space 14 is simultaneously subjected to pressure, as a result of which the differential piston 12 together with the piston rod 13 is moved to the left or is held in the left end position.
  • the overflow valve 32 or its compression spring 37 In order to be able to build up the pressure in the annular space 14 required for a movement of the differential piston 12 to the left, the overflow valve 32 or its compression spring 37 must be biased. By setting the compression spring 37 accordingly, the opening pressure of the overflow valve 32 is set to 30 bar, for example.
  • the opening cross-section of the overflow valve 32 which becomes free when this opening pressure is exceeded is dimensioned such that no appreciable throttle loss occurs when it flows through.
  • the bias of the compression spring (not shown) is increased by appropriate actuation of the proportional magnet 25, so that the opening pressure at the inlet 20 increases. Due to the higher opening pressure of the active pressure control valve 21, the pressure in also increases Pressure chamber 11 of the differential cylinder 10.
  • the opening pressure of the active pressure control valve 21 is correspondingly high, the overflow valve 32 opens completely, the released cross section being dimensioned in such a way that no appreciable throttle loss occurs. Due to the larger effective piston area on the pressure chamber 11, the differential piston 12 is adjusted to the right.
  • the pressure on the active pressure control valve 21 is set via appropriate excitation (lower current, control via control unit 27) of the proportional magnet 25 so that the resulting force on the differential piston 12 is just that due to the pressures in the two pressure chambers Restoring force from the device for adjusting the intake camshaft corresponds.
  • This restoring force or the restoring torque essentially results from the reaction forces when the camshaft is actuated by the camshaft and acts against the direction of rotation of the camshaft, that is to say in the direction of a late rotational position.
  • Appropriate control (control unit 27) of the proportional magnet 25 also ensures that these holding pressures are maintained at a level which changes just enough to absorb the restoring forces from the device for adjusting the intake camshaft even when the rotational speed of the camshaft changes.
  • the holding pressures required for this are significantly lower than the adjustment pressures required for (quick) adjustment of the differential piston or the intake camshaft.
  • the annular space 40 of the second differential cylinder 41 is always subjected to the pressure upstream of the overflow valve 32 via the connecting line 39.
  • the second differential cylinder 41 or differential piston 42 is brought or held in its left (late) end position.
  • the adjustment range of the exhaust camshaft required to optimize the exhaust gas quality is significantly smaller than that Intake camshaft. Therefore, the adjustment speed of the exhaust camshaft can be lower with the same adjustment time of the two camshafts.
  • the 3/2-way valve 46 is switched into its switching position II by actuating the electromagnet 51.
  • the pressure chamber 44 is thus also acted upon by the pressure in the connecting line 39 or the pressure upstream of the overflow valve 32. Due to the larger effective piston area, the differential piston 42 is moved into its right end position.
  • the pressures arising at the second differential cylinder 41 correspond at least to the opening pressure of the overflow valve 32 (30 bar) and are sufficient for the required adjustment speed. Should a higher pressure be present upstream of the overflow valve 32 due to appropriate control of the pressure control valve 21, the differential piston 42 or the exhaust camshaft is adjusted faster, which is not disadvantageous for the engine function.
  • a pure black and white adjustment of the exhaust camshaft is achieved with the electrohydraulic actuating device shown in FIG.
  • the exhaust camshaft is adjusted to its "late” end position in the neutral position I of the 3/2-way valve; when the 3/2-way valve 46 (switching position II) is switched, the exhaust camshaft is adjusted to its "early” final rotational position.
  • the pressure chamber 44 is thus relieved to the container 29, so that the pressure building up in the annular space 40 shifts the differential piston 42 to the left ("late" rotational position of the exhaust camshaft). If the hydraulic supply fails, the differential pistons 12 and 42 are moved to the left ("late") due to the mechanical restoring forces from the device for adjusting the camshaft. In both cases, an engine emergency running is ensured due to this reset to the "late" rotational position of the camshafts.
  • a 2/2-way valve can also be used as the active control element, which valve is actuated in clocked form by an electromagnet.
  • the pressure control for the first differential cylinder 10 then takes place via the control or regulation of the volume flow.
  • FIGS. 2 to 4 are suitable for a constant adjustment of the exhaust camshaft independently of the continuous adjustment of the intake camshaft or the first differential cylinder.
  • FIG Pump 16 applies.
  • the connecting line 39 branches off from the pressure line 15 and leads to the annular space 40 of the second differential cylinder 41.
  • a line 19 leads from the pressure chamber 11 of the first differential cylinder 10 to the pressure control valve 21, the structure of which corresponds to that described in FIG.
  • the pressure chamber 44 of the second differential cylinder 41 is connected via the pressure line 45 to a second active pressure control valve 60, the structure of which corresponds to that of the pressure control valve 21.
  • a first connecting line 61 branches off from line 19 and leads to a first output 62 of a current divider 63.
  • a second connecting line 65 leads from the second output 64 thereof to the pressure line 45.
  • a connecting line 67 extends from the input 66 of the flow divider 63 and is connected to the pressure line 15 or the connecting line 39 and thus the pump 16.
  • the overflow valve 32 is inserted, the structure and mode of operation of which corresponds to that described in Figure 1.
  • the overflow valve 32 is used so that it allows a pressure medium flow from the pump 16 to the flow divider 63.
  • a first throttle line 69 which is connected to the connecting line 67, branches off from the first connecting line 61, specifically between the overflow valve 32 and the flow divider 63.
  • a first throttle 70 is inserted into the first throttle line 69.
  • a second throttle line 71 with a second throttle 72 leads from the connecting line 67 (between the overflow valve 32 and the flow divider 63) to the second connecting line 65.
  • the flow divider 63 has an approximately cylindrical housing 74 in which a valve needle 75 is guided.
  • This valve needle 75 has in her In the middle a circumferential annular groove 76, so that a guide collar 77 and 78 respectively remain in the area of their two end faces.
  • Each of these guide collars 77 and 78 has throttle grooves 79 on its outer circumference, which connect the respective end face of the valve needle 75 to the annular groove 76.
  • the cross section of these throttle grooves 79 in the region of the guide collars 77 and 78 is designed such that a defined throttling effect is achieved.
  • the pressure drop across these throttle grooves here is approximately 3 bar in the exemplary embodiment.
  • the valve needle 75 is centered in the housing 74 by two compression springs 80 and 81, respectively.
  • the first spring 80 lies in the area of the first outlet 62 on the inside of the housing 74 and, on the other hand, is supported on the guide collar 79 of the valve needle.
  • the second compression spring 81 rests on the second guide collar 78 of the valve needle 75 and, on the other hand, is supported in the region of the second outlet 64 in the interior of the housing 74.
  • the first outlet 62 and the second outlet 64 are each designed as a valve seat which interacts with the guide collar 77 and 78 and at the same time serves as a stop.
  • the inlet 66 of the flow divider is arranged approximately in the middle of the housing 64 and opens in the region of the annular groove 76 of the valve needle 75.
  • valve needle 75 of the flow divider 63 When the control valves (pressure control valve 21 and second pressure control valve 60) are not activated, the valve needle 75 of the flow divider 63 is in its spring-centered central position.
  • the pressure built up by the pump 16 builds up via the overflow valve 32 and the connecting line 67 at the inlet 64 of the flow divider.
  • the volume flow generated by the pump is divided symmetrically to both outlets 62 and 64. Due to the non-activated pressure control valves 21 and 60, there can be in the connecting lines 61 or 65, however, do not build up any significant pressure.
  • the pressure in the line 19 or the pressure line 45 and thus in the pressure chamber 11 of the differential cylinder 10 or in the pressure chamber 44 of the second differential cylinder 41 is likewise correspondingly low.
  • the pressure which builds up in the annular spaces 14 and 40 due to the action of the overflow valve 32 Via the pressure line 15 or connecting line 39, the differential pistons of the differential cylinders move into their "late" end position or hold them in this.
  • the flow rate through the first connecting line 61 is reduced first. Because of the volume flow thereby increasing in the second connecting line 65, there is a greater pressure drop at Throttling grooves 79 of the right guide collar 78. The valve needle is deflected to the right due to this greater pressure drop on the right side until the flow rate at the second outlet 64 is throttled. Because of this throttling effect at the second outlet 64, a pressure can build up in the first connecting line 61 or at the first outlet 62, which presses the valve needle 75 against the right stop (second outlet 64) on its left side by pressurization.
  • valve needle 75 or the needle end faces, the cross section of the throttle grooves 79, the valve seat cross section of the outputs 62 and 64 and the bias of the centering springs 80 and 81 must be designed so that this switching state of the current divider 63 always occurs when only one of the two pressure control valves 21 and 60 is activated.
  • the restoring force resulting from the pressure drop at the throttle cross section together with the force of the compression springs must be smaller than the forces acting on the respective end face due to the pressure building up.
  • the second pressure control valve 60 is additionally activated, a pressure is also established there as a result of the bypass flow via the throttle 72, which moves the valve needle 75 back towards the left in the direction of the central position depending on the pressure level.
  • the throttle cross sections of the throttle 70 or 72 are selected so that the main volume flow takes place via the flow divider 63.
  • the valve needle 75 adjusts itself so that the larger volume cross section is always released to the pressure control valve with a higher opening pressure.
  • the pressure build-up and the volume distribution occur analogously when the second pressure control valve 60 is activated first.
  • the pressure profiles in the two pressure circuits can vary. influence each other due to the common overflow valve 32.
  • a pressure increase in one of the two pressure circuits (input pressure increase on one of the two pressure control valves) for adjusting one of the two differential cylinders can also act on the other circuit, in which, for example, an intermediate position of the differential cylinder has just been assumed. The resulting deviation or repercussions must be compensated for by the control unit. To avoid this, a further separation of the two pressure circuits can be carried out, as described in FIG. 3.
  • the electrohydraulic actuating device described in FIG. 3 differs from that described in FIG. 2 in that the overflow valve 32 is missing in the connecting line 67. Instead, each of the pressure control valves 21 and 60 and thus each of the two differential cylinders 10 and 41 is assigned its own overflow valve.
  • a first overflow valve 85 is arranged in the first connecting line 61, specifically between the mouth into the line 19 and the connection to the first throttle line 69.
  • a second overflow valve 86 is inserted between the second throttle line 71 and the pressure line 45 in the second connecting line 65 .
  • the structure and mode of operation of both overflow valves 85 and 86 correspond to those in FIGS. 1 and 2.
  • Both overflow valves 85 and 86 are used in such a way that they enable a pressure medium flow from the flow divider to the pressure control valve 21 or 60. Through these two overflow valves 85 and 86, the two pressure circuits (control of the first differential cylinder 10 and the second differential cylinder 41) are better decoupled, so that there is less pressure increase in one of the two circuits (activation of one of the two pressure control valves 21 or 60) strongly affects the other differential cylinder.
  • the exemplary embodiment of the electrohydraulic actuating device shown in FIG. 4 differs from the two previously described primarily by the design of the current divider.
  • the flow divider 85 has a cylindrical housing 86 in which a piston 87 is guided. This has a shoulder 88 or 89 of smaller diameter on its two end faces.
  • One end of a compression spring 90 is supported on the end faces of the piston 87 or 91, each of which comprises the corresponding paragraph 88 or 89.
  • the other end of the compression spring 90 or 91 abuts the respectively adjacent end of the housing 86.
  • a first outlet 92 is arranged in these end faces and a second outlet 93 is arranged on the opposite (right) side.
  • Two outputs 92 and 93 are designed as valve seats, and at the same time serve as a stop for the piston or the shoulders 88 and 89.
  • Two radial inputs 94 and 95 continue to open into the housing 86 of the flow divider 85, the first of which Entrance 94 is arranged in the area of the paragraph 88 and the second entrance 95 in the area of the paragraph 89.
  • Two further outputs are arranged approximately radially opposite one another, of which the third output 96 lies opposite the first input 94.
  • the fourth output 97 is opposite the second input 95.
  • the two inputs 94 and 95 are connected to one another by an input line 98, which in turn is connected to a pump 100 via a pressure line 99.
  • the first outlet 92 is connected to the annular space 14 of the first differential cylinder 10 via a first pressure line 101.
  • the second outlet 93 is connected to the annular space 40 of the second differential cylinder 41 via a second pressure line 102.
  • the pressure chamber 11 of the first differential cylinder 10 is connected to the pressure control valve 21 via the line 19.
  • the pressure chamber 44 of the second differential cylinder 41 is connected to the second pressure control valve 60 via the pressure line 45.
  • a first line connection 103 in which an aperture 104 is arranged, leads to the line 19 and is connected to it.
  • a second line connection 105 with an orifice 106 leads from the fourth outlet 97 to the pressure line 45 and is likewise connected to the latter.
  • a first branch line 107 emerges from the first connecting line 103, which on the other hand is connected to the first pressure line 101.
  • a first spring-loaded check valve 108 is arranged in this first branch line 107 and enables a pressure medium flow from the first line connection 103 to the first pressure line 101.
  • the second line connection 105 is connected to the second pressure line 102 via a second branch line 109.
  • a corresponding second check valve 110 is also arranged in this second branch line 109, which enables a pressure medium flow from the second line connection 105 to the second pressure line 102.
  • Another branch leads from the first pressure line 101 to the first line connection 103 and opens between the line 19 and the junction of the first branch line 107.
  • the overflow valve 82 is arranged, the inlet 33 of which faces the first pressure line 101.
  • the second pressure line 102 is connected to the second line connection 105 by a second branch 112.
  • the second overflow valve 83 is accordingly arranged in this second branch 112.
  • the first line connection 103 can also branch off from the pressure line 101 in the form of a line connection 103A (dashed illustration), the third outlet 96 of the flow divider 85 and the first branch line 107 with the first check valve 108 then being omitted.
  • a second branch line 105A can originate from the pressure line 102, the fourth outlet 97 of the flow divider and the second branch line 109 with the second check valve 110 then being omitted.
  • the two differential cylinders 10 and 41 are in their respective "late" end position, the flow divider 85 is in its spring-centered central position.
  • the annular space 14 of the first differential cylinder 10 is via the first pressure line 101, the second outlet 92, the interior of the flow divider 85 and the first inlet 94, the inlet line 98 and the pressure line 99 are acted upon by the pump 100.
  • the annular space 40 of the second differential cylinder 41 is acted upon by the pump 100 via the second pressure line 102, the second outlet 93, the interior of the flow divider 85, the first inlet 89 and the inlet line 98 and the pressure line 99.
  • the two pressure control valves 21 and 60 are not activated, so that - as described in the exemplary embodiments above - the pressure cylinders 11 and 44 of the differential cylinders 10 and 41 cannot build up a higher pressure.
  • the overflow valves 82 and 83 and the first orifice plate 104 and the second orifice plate 106 sufficient pressure can build up in the annular spaces 14 and 40. If, for example, the first pressure control valve 21 is now activated such that the opening pressure previously set at the overflow valve 82 is exceeded, the piston 87 of the flow divider 85 is moved to the right due to the pressure building up at the first outlet 92.
  • the piston 87 moves to the right until the second outlet 93 or the corresponding valve seat is closed by the shoulder 89 of the piston 87.
  • the main volume flow is thus available for the control of the first differential cylinder 10 which, analogously to the previously described exemplary embodiments, is moved in the respective actuating direction by actuation of the first pressure control valve 21 or is held in a stationary position.
  • the pressure medium volume in the annular space 40 is the second Differential cylinder 41 due to the action of the second check valve 110 and the action of the second overflow valve 83 included, so that movement of the differential piston in the direction of "early” is prevented until the overflow valve 83 opens.
  • the second differential cylinder 41 is accordingly moved into its "late” end position or held in this. If the differential cylinder is to be held in any intermediate position, a corresponding counterpressure must be built up in the pressure chamber 44 by correspondingly controlling the second pressure control valve 60. If the differential piston of the second differential cylinder 41 is to be moved from any intermediate position into a "late” position, the opening pressure of the second pressure control valve 60 is reduced accordingly.
  • the annular space 40 can be pressurized accordingly. This takes place on the one hand via a volume exchange between the pressure chamber 44 and the check valve 110 and on the other hand via a pressure medium inflow from the fourth outlet 97 of the flow divider via the orifice 106.
  • the restoring effect of the device for adjusting the camshaft also has a supporting effect in the case of such an adjustment of the differential piston.
  • the opening pressure is increased by appropriate actuation of the second pressure control valve 60, so that the inflow from the fourth outlet 97 via the second Line connection 105 and the second aperture 106 jams and the piston 87 of the flow divider 85 is moved to the left.
  • the pressure chamber 44 is simultaneously subjected to the corresponding pump pressure, so that an adjustment is made due to the larger effective piston area.
  • both differential cylinders 10 and 41 are to be moved from a "late" position to an “early” position, the larger volume flow is allocated to the differential cylinder, which exerts a larger adjusting force, via the flow divider 85. Due to the greater retroactive pressure at the first or second outlet 92 or 93 resulting from the greater adjusting force, the piston 87 is deflected, so that the outlet is throttled accordingly on the connection side of lower pressure. By controlling one of the two pressure limiting valves 21 and 60, this volume distribution function can be changed accordingly.

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Abstract

The electro-hydraulic adjusting device for actuating a device for moving at least one camshaft of an internal combustion engine in relation to its crankshaft has two differential pistons (42, 12), each of which serves to move a camshaft (inlet or outlet). A pump applies pressure to the small effective piston area (14, 40) of the two differential pistons (42, 12). To the pressure chambers (11, 44) at the larger effective piston area is allocated an independent pressure control valve (21, 46; 60) via which the pressure in said pressure chamber can be controlled independently of the other differential piston.

Description

Stand der TechnikState of the art

Die Erfindung geht aus von einer elektrohydraulischen Stelleinrichtung zur Betätigung einer Einrichtung zur Verstellung mindestens einer Nockenwelle einer Brennkraftmaschine relativ zu deren Kurbelwelle nach der Gattung des Hauptanspruchs. Bei einer derartigen bekannten elektrohydraulischen Stelleinrichtung werden die Druckräume des als Stellglied dienenden Differentialzylinders von einer Hochdruckpumpe beaufschlagt. Der größere der beiden Druckräume des Differentialzylinders wird dabei direkt vom Pumpendruck beaufschlagt, der Druck im kleineren der beiden Druckräume ist über ein Steuerventil veränderbar. Der Druck in den beiden Druckräumen ist durch entsprechendes Ansteuern des Steuerventils veränderbar, wobei bei stationärer Stellung des Differentialzylinders bzw. Differentialkolbens Haltedrücke eingestellt sind, die sehr viel geringer sind, als die für eine Verstellung notwendigen Drücke. Beim Einsatz einer derartigen elektrohydraulischen Stelleinrichtung zur Ventilsteuerung einer Brennkraftmaschine mit stufenloser Verstellung der Einlaßnockenwelle läßt sich die Vollastkurve der Brennkraftmaschine durch einen optimierten Ventilschluß deutlich verbessern. Diese Ventilsteuerung erfordert eine schnelle Verstellung der Einlaßnockenwelle relativ zur Kurbelwelle über einen Kurbelwellenwinkel von etwa 50°. Für eine derartig schnelle Verstellung sind Hochdruckpumpen mit Maximaldrücken im Bereich von etwa 100 bar erforderlich. Im Zuge der weiteren Verschärfungen der Bestimmungen zur Verringerung des Kraftstoffverbrauches, der Verbrennungsqualität und der Abgasqualität einer Brennkraftmaschine stößt eine Ventilsteuerung mit einer derartigen elektrohydraulischen Stelleinrichtung an ihre Grenzen.The invention is based on an electrohydraulic actuating device for actuating a device for adjusting at least one camshaft of an internal combustion engine relative to its crankshaft in accordance with the preamble of the main claim. In such a known electrohydraulic actuating device, the pressure chambers of the differential cylinder serving as an actuator are acted upon by a high-pressure pump. The larger of the two pressure chambers of the differential cylinder is acted upon directly by the pump pressure, the pressure in the smaller of the two pressure chambers can be changed via a control valve. The pressure in the two pressure chambers can be changed by correspondingly controlling the control valve, holding pressures being set when the differential cylinder or differential piston is stationary, which are very much lower than the pressures necessary for adjustment. When using such an electrohydraulic actuating device for valve control of an internal combustion engine with stepless adjustment of the intake camshaft, the full load curve of the internal combustion engine can be significantly improved by an optimized valve closure. This valve control requires a quick adjustment of the intake camshaft relative to the crankshaft over a crankshaft angle of approximately 50 °. High pressure pumps with maximum pressures in the range of approximately 100 bar are required for such a rapid adjustment. In the course of the further tightening of the provisions for reducing the fuel consumption, the combustion quality and the exhaust gas quality of an internal combustion engine, a valve control with such an electrohydraulic actuating device reaches its limits.

Aus der japanischen Patentanmeldung JP-A-61 96 112 ist zwar bereits eine Nockenwellenverstelleinrichtung für Brennkraftmaschinen bekannt, bei der eine Nockenwelle für das Einlaßventil und eine Nockenwelle für das Auslaßventil unabhängig voneinander mittels hydraulischer Stellglieder relativ zur Kurbelwelle verstellt werden kann, jedoch hat diese Verstelleinrichtung den Nachteil, daß beide hydraulischen Verstelleinrichtungen unabhängig voneinander arbeiten und so zwei konstruktiv aufwendige, voneinander getrennte hydraulische Kreisläufe aufweisen. Desweiteren ist aus der internationalen Patentanmeldung WO-A 91 10 813 eine hydraulische Stelleinrichtung bekannt, die einen Differenzialkolben aufweist, dessen kleinere Kolbenfläche von einer Pumpe mit Druckmittel beaufschlagbar ist, während der Druck im Druckraum an seiner größeren Kolbenfläche durch ein elektromagnetisch betätigbares Steuerventil veränderbar ist. Dabei weist auch diese gegebenenfalls als Nockenwellenverstelleinrichtung für Brennkraftmaschinen verwendbare Stelleinrichtung den Nachteil auf, daß für jede einzelne Nockenwelle eine einzelne hydraulische Stelleinrichtung vorgesehen werden muß, was einen hohen Bauaufwand und somit hohe Kosten verursacht.From the Japanese patent application JP-A-61 96 112 a camshaft adjusting device for internal combustion engines is already known, in which a camshaft for the intake valve and a camshaft for the exhaust valve can be adjusted independently of one another by means of hydraulic actuators relative to the crankshaft, but this adjusting device has the Disadvantage that the two hydraulic adjustment devices work independently of one another and thus have two structurally complex, separate hydraulic circuits. Furthermore, a hydraulic actuating device is known from international patent application WO-A 91 10 813, which has a differential piston, the smaller piston surface of which can be acted upon by a pump with pressure medium, while the pressure in the pressure chamber on its larger piston surface can be changed by an electromagnetically actuated control valve. In this case, this adjusting device, which can optionally be used as a camshaft adjusting device for internal combustion engines, has the disadvantage that for each single camshaft a single hydraulic actuating device must be provided, which causes high construction costs and thus high costs.

Vorteile der ErfindungAdvantages of the invention

Die erfindungsgemäße Nockenwellenverstelleinrichtung mit den kennzeichnenden Merkmalen des Hauptanspruchs hat den Vorteil, daß mit ihrer Hilfe eine Ventilsteuerung einer Brennkraftmaschine möglich ist, durch die eine weitere wesentliche Verbesserung der Abgasqualität der Brennkraftmaschine möglich ist. Durch die Verstellbarkeit der zweiten Nockenwelle (Auslaßnockenwelle) der Brennkraftmaschine ist auch der Ventilschluß der Auslaßventile im Hinblick auf die Drehzahl und das Lastverhalten der Brennkraftmaschine zu optimieren. Durch die in den Unteransprüchen beschriebene Merkmale sind sowohl reine Schwarz-Weiß-Verstellungen (Zwei Steuerstellungen) der Auslaßnockenwelle als auch eine stufenlose Verstellung der Auslaßnockenwelle relativ zur Kurbelwelle möglich. Die dazu notwendigen hydraulischen Bauelemente sind relativ einfach aufgebaut, die zusätzlich zu verwendenden Bauelemente sind gering. Zudem lassen sich beide Nockenwellen in konstruktiv einfacher Weise mittels eines gemeinsamen hydraulischen Kreislaufes verstellen.The camshaft adjusting device according to the invention with the characterizing features of the main claim has the advantage that valve control of an internal combustion engine is possible with the aid of which a further substantial improvement in the exhaust gas quality of the internal combustion engine is possible. Due to the adjustability of the second camshaft (exhaust camshaft) of the internal combustion engine, the valve closure of the exhaust valves can also be optimized with regard to the speed and the load behavior of the internal combustion engine. The features described in the subclaims allow both pure black-and-white adjustments (two control positions) of the exhaust camshaft and a continuous adjustment of the exhaust camshaft relative to the crankshaft. The hydraulic components required for this are relatively simple, the additional components to be used are small. In addition, both camshafts can be adjusted in a structurally simple manner by means of a common hydraulic circuit.

Weitere Vorteile der Erfindung und vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den Unteransprüchen und der Beschreibung.Further advantages of the invention and advantageous developments emerge from the subclaims and the description.

Zeichnungdrawing

Drei Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der nachfolgenden Beschreibung und Zeichnung näher erläutert. Letztere zeigt in den Figuren 2 bis 4 jeweils eines der drei Ausführungsbeispiele der elektrohydraulischen Stelleinrichtung in vereinfachter Darstellung.Three embodiments of the invention are explained in more detail in the following description and drawing. The latter shows one of the three exemplary embodiments of the electrohydraulic actuating device in a simplified representation in FIGS. 2 to 4.

Beschreibung der AusführungsbeispieleDescription of the embodiments

In Figur 1 ist eine elektrohydraulische Stelleinrichtung mit einem Differentialzylinder 10 dargestellt, die keinen Teil der vorliegenden Erfindungbildet und, dessen Druckraum 11 durch einen Differentialkolben 12 mit Kolbenstange 13 von einem Ringraum 14 getrennt ist. Der Ringraum 14 wird über eine Druckleitung 15 stets von einer Pumpe 16 beaufschlagt, die von einer Antriebswelle 17, beispielsweise der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors, angetrieben wird.FIG. 1 shows an electrohydraulic actuating device with a differential cylinder 10, which does not form part of the present invention and whose pressure chamber 11 is separated from an annular chamber 14 by a differential piston 12 with a piston rod 13. The annular space 14 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.

Der Druckraum 11 an der größeren, wirksamen Kolbenfläche steht über eine Leitung 19 mit dem Eingang 20 eines aktiven Drucksteuerventils 21 in Verbindung. An diesem Eingang 20 ist ein Ventilsitz 22 ausgebildet, der mit einem - hier als Kugel ausgebildeten - Ventilglied 23 zusammenwirkt. An der dem Ventilsitz 22 gegenüberliegenden Seite des Ventilgliedes 23 liegt der Stößel 24 eines Proportionalmagneten 25 an, der in das Drucksteuerventil 21 ragt. Der Proportionalmagnet 25 ist über eine elektrische Steuerleitung 26 mit einem Steuergerät 27 verbunden. Der Stößel 24 wird durch eine - nicht dargestellte - nur wenig vorgespannte Feder zur Anlage an das Ventilglied 23 gebracht. Die durch entsprechende Bestromung wirkende Magnetkraft auf den Stößel 24 wirkt in Schließrichtung des Ventilgliedes 23. Der Ausgang 28 des Drucksteuerventils 21 ist mit einem Behälter 29 verbunden.The pressure chamber 11 on the larger, effective piston surface is connected via a line 19 to the inlet 20 of an active pressure control valve 21. At this inlet 20, a valve seat 22 is formed which interacts with a valve member 23, which is designed here as a ball. The tappet 24 of a proportional magnet 25, which projects into the pressure control valve 21, bears on the side of the valve member 23 opposite the valve seat 22. The proportional magnet 25 is connected to a control unit 27 via an electrical control line 26. The tappet 24 is brought into contact with the valve member 23 by a spring (not shown) which is only slightly pretensioned. The magnetic force acting on the tappet 24 by appropriate energization acts in the closing direction of the valve member 23. The outlet 28 of the pressure control valve 21 is connected to a container 29.

Die Leitung 15 zwischen Pumpe 16 und Ringraum 14 und die Leitung 19 zwischen Druckraum 11 und Drucksteuerventil 21 sind mit einer Verbindungsleitung 31 verbunden, in der ein Überströmventil 32 angeordnet ist. Dieses ist so angeordnet, daß sein Eingang 33 von der Leitung 15 her beaufschlagt wird, sein Ausgang 34 führt über die Verbindungsleitung 31 zur Leitung 19. Am Eingang 33 des Überströmventils 32 ist ein Ventilsitz 35 ausgebildet, der mit einem Ventilglied 36 zusammenwirkt. Dieses wird von einer Druckfeder 37 in Schließrichtung beaufschlagt. Die Vorspannung der Druckfeder 37 ist - auf nicht dargestellte Weise - einstellbar.The line 15 between the pump 16 and the annular space 14 and the line 19 between the pressure space 11 and the pressure control valve 21 are connected to a connecting line 31 in which an overflow valve 32 is arranged. This is arranged so that its inlet 33 is acted upon by line 15, its outlet 34 leads via connecting line 31 to line 19. At the inlet 33 of overflow valve 32, a valve seat 35 is formed which interacts with a valve member 36. This is acted upon by a compression spring 37 in the closing direction. The bias of the compression spring 37 is adjustable - in a manner not shown.

Von der Leitung 15 zweigt weiterhin eine Anschlußleitung 39 ab, die mit dem Ringraum 40 eines zweiten Differentialzylinders 41 mit Differentialkolben 42 und Kolbenstange 43 verbunden ist. Der Druckraum 44 an der größeren wirksamen Kolbenseite ist über eine Druckleitung 45 mit einem 3/2-Wegeventil 46 verbunden. Von diesem führt eine Leitungsverbindung 47 zur Anschlußleitung 39. Ein dritter Anschluß 48 des 3/2-Wegeventils 46 ist mit dem Behälter 29 verbunden. Das Ventilglied 50 des 3/2-Ventils 46 wird durch einen Schaltmagneten 51 gegen die Wirkung einer Druckfeder 52 aus der Neutralstellung I in die Schaltstellung II gebracht. Der Schaltmagnet 51 ist über eine elektrische Steuerleitung 53 mit dem Steuergerät 27 verbunden.A branch line 39 branches off from the line 15 and is connected to the annular space 40 of a second differential cylinder 41 with differential pistons 42 and piston rod 43. The pressure chamber 44 on the larger effective piston side is connected to a 3/2-way valve 46 via a pressure line 45. From this a line connection 47 leads to the connecting line 39. A third connection 48 of the 3/2-way valve 46 is connected to the container 29. The valve member 50 of the 3/2-valve 46 is brought from the neutral position I into the switching position II by a switching magnet 51 against the action of a compression spring 52. The switching magnet 51 is connected to the control unit 27 via an electrical control line 53.

In der Neutralstellung I des 3/2-Wegeventils 46 sind die Druckleitung 45 und der dritte Anschluß 48 miteinander verbunden, während die Leitungsverbindung 47 einseitig verschlossen ist. In der Schaltstellung II ist dagegen die Leitungsverbindung 47 mit der Druckleitung 45 verbunden, während der dritte Anschluß 48 einseitig verschlossen ist.In the neutral position I of the 3/2-way valve 46, the pressure line 45 and the third connection 48 are connected to one another, while the line connection 47 is closed on one side. In the switching position II, however, the line connection 47 is connected to the pressure line 45, while the third connection 48 is closed on one side.

Die elektrohydraulische Stelleinrichtung dient zur Betätigung einer Einrichtung zur Verstellung einer Nockenwelle einer Brennkraftmaschine relativ zu deren Kurbelwelle. Durch diese Verstellung wird eine Phasenverschiebung der Steuerkurven dieser Wellen erreicht. Um beim Einsatz einer Brennkraftmaschine mit einer derartigen Ventilsteuerung mit stufenloser Verstellung der Nockenwelle (Einlaßnockenwelle) eine optimierte Vollastkurve und eine hohe Abgasqualität zu erzielen, wird die Nockenwelle zur Einlaßventilsteuerung auf an sich bekannte Weise gegenüber der Kurbelwelle verdreht. Dazu ist eine schnelle Verstellung über einen relativ großen Winkelbereich (etwa 50°-Kurbelwellenwinkel) erforderlich. Diese Einrichtung zur Verstellung der Nockenwelle wird dazu vom Differentialzylinder bzw. Differentialkolben als Stellglied betätigt. Um die Abgasqualität der Brennkraftmaschine weiter zu verbessern, kann darüberhinaus auch eine zweite Nockenwelle der Brennkraftmaschine - und zwar die zur Auslaßventilsteuerung - relativ zur Kurbelwelle verdreht werden. Der dabei zu überstreichende Winkelbereich kann kleiner sein als der der ersten Nockenwelle. Zur relativen Verdrehung der zweiten Nockenwelle (Auslaßnockenwelle) wird der zweite Differentialzylinder 41 bzw. Differentialkolben 42 eingesetzt.The electrohydraulic actuating device is used to actuate a device for adjusting a camshaft of an internal combustion engine relative to its crankshaft. This adjustment results in a phase shift of the control curves of these shafts. In order to achieve an optimized full load curve and a high exhaust gas quality when using an internal combustion engine with such a valve control with stepless adjustment of the camshaft (intake camshaft), the camshaft for intake valve control is rotated relative to the crankshaft in a manner known per se. This requires rapid adjustment over a relatively large angular range (approximately 50 ° crankshaft angle). This device for adjusting the camshaft is actuated by the differential cylinder or differential piston as an actuator. In order to further improve the exhaust gas quality of the internal combustion engine, a second camshaft of the internal combustion engine - namely that for exhaust valve control - can also be rotated relative to the crankshaft. The angular range to be covered can be smaller than that of the first camshaft. The second differential cylinder 41 or differential piston 42 is used for the relative rotation of the second camshaft (exhaust camshaft).

In den in Figur 1 dargestellten Arbeitsstellungen der Differentialzylinder 10, 41 und der Steuerventile (Drucksteuerventil 21 und 3/2-Wegeventil 46) befindet sich der erste Differentialzylinder 10 in seiner linken Endstellung. Die nicht dargestellte Einlaßnockenwelle wäre damit nach "spät" verstellt, d.h. zu einer späten Drehlage bzw. Ventilbetätigung (relativ zur Kurbelwelle).In the working positions of the differential cylinders 10, 41 and the control valves (pressure control valve 21 and 3/2-way valve 46) shown in FIG. 1, the first differential cylinder 10 is in its left end position. The intake camshaft, not shown, would thus be adjusted to "late", i.e. to a late turning position or valve actuation (relative to the crankshaft).

Auch der zweite Differentialzylinder 41 befindet sich in seiner linken Endstellung. Die nicht dargestellte Auslaßnockenwelle wäre damit ebenfalls in eine "späte" Drehlage verstellt. Das 3/2-Wegeventil 46 befindet sich in seiner federbelasteten Neutralstellung I, so daß der Druckraum 44 des zweiten Differentialzylinders 41 über die Druckleitung 45 und das 3/2-Wegeventil 46 zum dritten Anschluß 48 bzw. zum Behälter 29 entlastet ist.The second differential cylinder 41 is also in its left end position. The exhaust camshaft, not shown, would be thus also in a "late" rotational position. The 3/2-way valve 46 is in its spring-loaded neutral position I, so that the pressure chamber 44 of the second differential cylinder 41 is relieved via the pressure line 45 and the 3/2-way valve 46 to the third connection 48 or to the container 29.

Die Leitungsverbindung 47 ist gleichzeitig geschlossen, so daß der Ringraum 40 über die Anschlußleitung 39 und die Druckleitung 15 mit der Pumpe 16 verbunden ist. Der zweite Differentialzylinder 41 bleibt somit in seiner linken Endstellung bzw. wird in diese gebracht.The line connection 47 is closed at the same time, so that the annular space 40 is connected to the pump 16 via the connecting line 39 and the pressure line 15. The second differential cylinder 41 thus remains in its left end position or is brought into this.

Der Ringraum 14 des ersten Differentialzylinders 10 steht über die Druckleitung 15 ebenfalls mit der Pumpe 16 in Verbindung. Über die Verbindungsleitung 31, das Überströmventil 32 und die Leitung 19 besteht weiterhin eine Verbindung von der Druckleitung 15 zum Druckraum 11 des Differentialzylinders 10 und zum Drucksteuerventil 21. Das Drucksteuerventil 21 dient als aktives Steuerelement für die Bewegung des ersten Differentialzylinders 10, in dem der Druck des Druckraumes 11 über geregeltes Entlasten über den Ventilsitz 22 des Druckbegrenzungsventils 21 beeinflußt wird.The annular space 14 of the first differential cylinder 10 is also connected to the pump 16 via the pressure line 15. Via the connecting line 31, the overflow valve 32 and the line 19 there is also a connection from the pressure line 15 to the pressure chamber 11 of the differential cylinder 10 and to the pressure control valve 21. The pressure control valve 21 serves as an active control element for the movement of the first differential cylinder 10, in which the pressure of the pressure chamber 11 is influenced via controlled relief via the valve seat 22 of the pressure relief valve 21.

In der dargestellten, nicht bestromten Schaltstellung des Drucksteuerventils 21 wird die Ventilkugel 23 vom Stößel 24 des Proportionalmagneten zur Anlage an den Ventilsitz 22 gebracht. Die Kraft auf das Ventilglied 23 in Schließrichtung ist jedoch aufgrund der nur wenig vorgespannten - nicht dargestellten - Druckfeder des Proportionalmagneten 25 gering. Daher hebt sich bereits bei geringem Druck am Eingang 20 das Ventilglied 23 vom Ventilsitz 22 ab. Bei Überschreiten eines vorgegebenen, geringen Gegendruckes öffnet daher das Druckbegrenzungsventil 21, so daß der Druckraum 11 des Differentialzylinders 10 entlastet wird. Der Ringraum 14 wird gleichzeitig mit Druck beaufschlagt, wodurch der Differentialkolben 12 samt Kolbenstange 13 nach links bewegt wird bzw. in der linken Endstellung gehalten wird. Um den für eine Bewegung des Differentialkolbens 12 nach links erforderlichen Druck im Ringraum 14 aufbauen zu können, muß das Überströmventil 32 bzw. dessen Druckfeder 37 vorgespannt sein. Durch entsprechende Einstellung der Druckfeder 37 wird der Öffnungsdruck des Überströmventils 32 zum Beispiel auf 30 bar eingestellt. Der bei Überschreiten dieses Öffnungsdruckes frei werdende Öffnungsquerschnitt des Überströmventils 32 ist so bemessen, daß beim Durchströmen kein nennenswerter Drosselverlust auftritt.In the non-energized switching position of the pressure control valve 21 shown, the valve ball 23 is brought into contact with the valve seat 22 by the tappet 24 of the proportional magnet. The force on the valve member 23 in the closing direction is, however, small due to the only slightly preloaded compression spring (not shown) of the proportional magnet 25. Therefore, the valve member 23 lifts off the valve seat 22 even at low pressure at the inlet 20. When a predetermined, low back pressure is exceeded, therefore opens the pressure relief valve 21, so that the pressure chamber 11 of the differential cylinder 10 is relieved. The annular space 14 is simultaneously subjected to pressure, as a result of which the differential piston 12 together with the piston rod 13 is moved to the left or is held in the left end position. In order to be able to build up the pressure in the annular space 14 required for a movement of the differential piston 12 to the left, the overflow valve 32 or its compression spring 37 must be biased. By setting the compression spring 37 accordingly, the opening pressure of the overflow valve 32 is set to 30 bar, for example. The opening cross-section of the overflow valve 32 which becomes free when this opening pressure is exceeded is dimensioned such that no appreciable throttle loss occurs when it flows through.

Bei stromlosem Proportionalmagneten 25 des aktiven Drucksteuerventils 21 baut sich der zur Verstellung des Differentialzylinders nach links ("spät") notwendige Druck von etwa 30 bar (Öffnungsdruck des Überströmventils (32) im Ringraum 14 auf. Im unbestromten Zustand des Proportionalmagneten 25 ist - wie bereits beschrieben - die Vorspannung der Druckfeder des Proportionalmagneten bzw. des Drucksteuerventils 21 sehr gering, so daß sich im Druckraum 11 nur ein sehr geringer Druck aufbauen kann.When the proportional magnet 25 of the active pressure control valve 21 is de-energized, the pressure of about 30 bar (opening pressure of the overflow valve (32) required to adjust the differential cylinder to the left ("late")) builds up in the annular space 14. The proportional magnet 25 is in the deenergized state, as already described - the bias of the compression spring of the proportional magnet or the pressure control valve 21 is very low, so that only a very low pressure can build up in the pressure chamber 11.

Zur Verstellung des ersten Differentialzylinders 10 bzw. des Differentialkolbens 11 nach rechts ("frühe" Drehlage der Nockenwelle) wird durch entsprechende Ansteuerung des Proportionalmagneten 25 die Vorspannung der nicht dargestellten Druckfeder erhöht, so daß der Öffnungdruck am Eingang 20 ansteigt. Aufgrund des höheren Öffnungsdruckes des aktiven Drucksteuerventils 21 steigt auch der Druck im Druckraum 11 des Differentialzylinders 10. Bei entsprechend hohem Öffnungsdruck des aktiven Drucksteuerventils 21 öffnet das Überströmventil 32 vollständig, wobei der freigegebene Querschnitt so bemessen ist, daß kein nennenswerter Drosselverlust auftritt. Aufgrund der größeren wirksamen Kolbenfläche am Druckraum 11 wird der Differentialkolben 12 nach rechts verstellt.To adjust the first differential cylinder 10 or the differential piston 11 to the right ("early" rotational position of the camshaft), the bias of the compression spring (not shown) is increased by appropriate actuation of the proportional magnet 25, so that the opening pressure at the inlet 20 increases. Due to the higher opening pressure of the active pressure control valve 21, the pressure in also increases Pressure chamber 11 of the differential cylinder 10. When the opening pressure of the active pressure control valve 21 is correspondingly high, the overflow valve 32 opens completely, the released cross section being dimensioned in such a way that no appreciable throttle loss occurs. Due to the larger effective piston area on the pressure chamber 11, the differential piston 12 is adjusted to the right.

Zur Einhaltung einer stationären Zwischenstellung des Differentialkolbens 12 wird der Druck am aktiven Drucksteuerventil 21 über entsprechende Erregung (geringere Bestromung, Ansteuerung über Steuergerät 27) des Proportionalmagneten 25 gerade so eingestellt, daß die resultierende Kraft am Differentialkolben 12 aufgrund der Drücke in den beiden Druckräumen gerade der Rückstellkraft aus der Einrichtung zur Verstellung der Einlaßnockenwelle entspricht. Diese Rückstellkraft bzw. das Rückstellmoment resultiert im wesentlichen aus den Reaktionskräften bei der Betätigung der Nocken durch die Nockenwelle und wirkt gegen die Drehrichtung der Nockenwelle, also in Richtung einer späten Drehlage. Über entsprechende Ansteuerung (Steuergerät 27) des Proportionalmagneten 25 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 Einlaßnockenwelle aufzunehmen. Die dafür erforderlichen Haltedrücke sind wesentlich geringer als die für eine (schnelle) Verstellung des Differentialkolbens bzw. der Einlaßnockenwelle notwendigen Verstelldrücke.To maintain a stationary intermediate position of the differential piston 12, the pressure on the active pressure control valve 21 is set via appropriate excitation (lower current, control via control unit 27) of the proportional magnet 25 so that the resulting force on the differential piston 12 is just that due to the pressures in the two pressure chambers Restoring force from the device for adjusting the intake camshaft corresponds. This restoring force or the restoring torque essentially results from the reaction forces when the camshaft is actuated by the camshaft and acts against the direction of rotation of the camshaft, that is to say in the direction of a late rotational position. Appropriate control (control unit 27) of the proportional magnet 25 also ensures that these holding pressures are maintained at a level which changes just enough to absorb the restoring forces from the device for adjusting the intake camshaft even when the rotational speed of the camshaft changes. The holding pressures required for this are significantly lower than the adjustment pressures required for (quick) adjustment of the differential piston or the intake camshaft.

Der Ringraum 40 des zweiten Differentialzylinders 41 ist über die Verbindungsleitung 39 stets mit dem Druck vor dem Überströmventil 32 beaufschlagt. In der dargestellten Schaltstellung I des 3/2-Wegeventils 46 wird der zweite Differentialzylinder 41 bzw. Differentialkolben 42 in seine linke (späte) Endstellung gebracht bzw. gehalten. Der für eine Optimierung der Abgasqualität notwendige Verstellbereich der Auslaßnockenwelle ist deutlich kleiner als der der Einlaßnockenwelle. Daher kann bei gleicher Verstellzeit der beiden Nockenwellen die Verstellgeschwindigkeit der Auslaßnockenwelle kleiner sein. Zum Verstellen des zweiten Differentialkolbens 42 nach rechts ("frühe" Drehlage der Auslaßnockenwelle) wird das 3/2-Wegeventil 46 durch Ansteuerung des Elektromagneten 51 in seine Schaltstellung II geschaltet. Damit wird der Druckraum 44 ebenfalls durch den Druck in der Verbindungsleitung 39 bzw. den Druck vor dem Überströmventil 32 beaufschlagt. Aufgrund der größeren wirksamen Kolbenfläche wird der Differential- kolben 42 in seine rechte Endstellung gefahren.The annular space 40 of the second differential cylinder 41 is always subjected to the pressure upstream of the overflow valve 32 via the connecting line 39. In the illustrated switching position I of the 3/2-way valve 46, the second differential cylinder 41 or differential piston 42 is brought or held in its left (late) end position. The adjustment range of the exhaust camshaft required to optimize the exhaust gas quality is significantly smaller than that Intake camshaft. Therefore, the adjustment speed of the exhaust camshaft can be lower with the same adjustment time of the two camshafts. To move the second differential piston 42 to the right ("early" rotational position of the exhaust camshaft), the 3/2-way valve 46 is switched into its switching position II by actuating the electromagnet 51. The pressure chamber 44 is thus also acted upon by the pressure in the connecting line 39 or the pressure upstream of the overflow valve 32. Due to the larger effective piston area, the differential piston 42 is moved into its right end position.

Die sich am zweiten Differentialzylinder 41 einstellenden Drücke entsprechen mindestens dem Öffnungdruck des Überströmventils 32 (30 bar) und sind für die erforderliche Verstellgeschwindigkeit ausreichend. Sollte betriebsbedingt, durch entsprechende Ansteuerung des Drucksteuerventils 21, vor dem Überströmventil 32 ein höherer Druck anstehen, erfolgt die Verstellung des Differentiaikolbens 42 bzw. die der Auslaßnockenwelle schneller, was für die Motorfunktion nicht nachteilig ist.The pressures arising at the second differential cylinder 41 correspond at least to the opening pressure of the overflow valve 32 (30 bar) and are sufficient for the required adjustment speed. Should a higher pressure be present upstream of the overflow valve 32 due to appropriate control of the pressure control valve 21, the differential piston 42 or the exhaust camshaft is adjusted faster, which is not disadvantageous for the engine function.

Mit der in Figur 1 dargestellten elektrohydraulischen Stelleinrichtung wird eine reine Schwarz-Weiß-Verstellung der Auslaßnockenwelle erreicht. Die Auslaßnockenwelle wird in Neutralstellung I des 3/2-Wegeventils in ihre "späte" Endlage verstellt, bei geschaltetem 3/2-Wegeventil 46 (Schaltstellung II) wird die Auslaßnockenwelle in ihre "frühe" Enddrehlage verstellt.A pure black and white adjustment of the exhaust camshaft is achieved with the electrohydraulic actuating device shown in FIG. The exhaust camshaft is adjusted to its "late" end position in the neutral position I of the 3/2-way valve; when the 3/2-way valve 46 (switching position II) is switched, the exhaust camshaft is adjusted to its "early" final rotational position.

Durch die beschriebene Ausbildung der elektrohydraulischen Stelleinrichtung und der der Schaltventile (Drucksteuerventil 21, 3/2-Wegeventil 46) ist ein Motornotlauf auch bei Ausfall des Proportionalmagneten 25 bzw. Schaltmagneten 51 bzw. der Hydraulikversorgung gewährleistet. Bei Ausfall des Proportionalmagneten 25 wird das Ventilglied 23 des aktiven Drucksteuerventils 21 nur aufgrund der geringen Vorspannung der Druckfeder in Schließrichtung beaufschlagt, entsprechend kann sich - wie zuvor beschrieben - im Druckraum 11 nur ein geringer Druck aufbauen. Damit bewegt der sich im Ringraum 14 aufbauende Druck den Differentialkolben 12 in die linke Endstellung ("späte" Drehlage der Einlaßnockenwelle). Bei Ausfall des Schaltmagneten 51 wird das 3/2-Wegeventil 26 aufgrund der Wirkung der Druckfeder 52 in seine Neutralstellung I geschaltet. Der Druckraum 44 wird damit zum Behälter 29 entlastet, so daß der sich im Ringraum 40 aufbauende Druck den Differentialkolben 42 nach links verschiebt ("späte" Drehlage der Auslaßnockenwelle). Bei Ausfall der Hydraulikversorgung werden die Differentialkolben 12 bzw. 42 aufgrund der mechanischen Rückstellkräfte aus der Einrichtung zur Verstellung der Nockenwelle nach links ("spät") bewegt. In beiden Fällen ist aufgrund dieser Rückstellung zur "späten" Drehlage der Nockenwellen ein Motornotlauf gesichert.The described design of the electrohydraulic actuating device and that of the switching valves (pressure control valve 21, 3/2-way valve 46), engine emergency operation is ensured even if the proportional magnet 25 or switching magnet 51 or the hydraulic supply fails. If the proportional magnet 25 fails, the valve member 23 of the active pressure control valve 21 is only acted on in the closing direction due to the slight pretension of the compression spring. Accordingly, as described above, only a small pressure can build up in the pressure chamber 11. Thus, the pressure building up in the annular space 14 moves the differential piston 12 into the left end position ("late" rotational position of the intake camshaft). If the switching magnet 51 fails, the 3/2-way valve 26 is switched into its neutral position I due to the action of the compression spring 52. The pressure chamber 44 is thus relieved to the container 29, so that the pressure building up in the annular space 40 shifts the differential piston 42 to the left ("late" rotational position of the exhaust camshaft). If the hydraulic supply fails, the differential pistons 12 and 42 are moved to the left ("late") due to the mechanical restoring forces from the device for adjusting the camshaft. In both cases, an engine emergency running is ensured due to this reset to the "late" rotational position of the camshafts.

Anstelle des Drucksteuerventils 21 kann als aktives Steuerelement auch ein 2/2-Wegeventil eingesetzt werden, das in getakteter Form von einem Elektromagneten angesteuert wird. Die Druckregelung für den ersten Differentialzylinder 10 erfolgt dann über die Steuerung bzw. Regelung des Volumenstroms.Instead of the pressure control valve 21, a 2/2-way valve can also be used as the active control element, which valve is actuated in clocked form by an electromagnet. The pressure control for the first differential cylinder 10 then takes place via the control or regulation of the volume flow.

Die in den Figuren 2 bis 4 dargestellten Auführungsformen einer elektrohydraulischen Stelleinrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung eignen sich für eine stetige Verstellung der Auslaßnockenwelle unabhängig von der stetigen Verstellung der Einlaßnockenwelle bzw. des ersten Differentialzylinders. Bei der in Figur 2 dargestellten ersten Ausführungsform einer elektrohydraulischen Stelleinrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung wird der Ringraum 14 des ersten Differentialzylinders 10 über die Druckleitung 15 von der Pumpe 16 beaufschlagt. Von der Druckleitung 15 zweigt die Verbindungsleitung 39 ab, die zum Ringraum 40 des zweiten Differentialzylinders 41 führt. Vom Druckraum 11 des ersten Differentialzylinders 10 führt eine Leitung 19 zum Drucksteuerventil 21, dessen Aufbau dem des in Figur 1 beschriebenen entspricht. Der Druckraum 44 des zweiten Differentialzylinders 41 ist über die Druckleitung 45 mit einem zweiten aktiven Drucksteuerventil 60 verbunden, dessen Aufbau dem des Drucksteuerventils 21 entspricht.The embodiments of an electrohydraulic actuating device according to the present invention shown in FIGS. 2 to 4 are suitable for a constant adjustment of the exhaust camshaft independently of the continuous adjustment of the intake camshaft or the first differential cylinder. In the first embodiment of an electrohydraulic actuating device according to the present invention shown in FIG Pump 16 applied. The connecting line 39 branches off from the pressure line 15 and leads to the annular space 40 of the second differential cylinder 41. A line 19 leads from the pressure chamber 11 of the first differential cylinder 10 to the pressure control valve 21, the structure of which corresponds to that described in FIG. The pressure chamber 44 of the second differential cylinder 41 is connected via the pressure line 45 to a second active pressure control valve 60, the structure of which corresponds to that of the pressure control valve 21.

Von der Leitung 19 zweigt eine erste Verbindungsleitung 61 ab, die zu einem ersten Ausgang 62 eines Stromteilers 63 führt. Von dessen zweitem Ausgang 64 führt eine zweite Verbindungsleitung 65 zur Druckleitung 45. Vom Eingang 66 des Stromteilers 63 geht eine Anschlußleitung 67 aus, die mit der Druckleitung 15 bzw. der Anschlußleitung 39 und damit der Pumpe 16 verbunden ist. In diese Anschlußleitung 67 ist das Überströmventil 32 eingesetzt, dessen Aufbau und Wirkungsweise dem des in Figur 1 beschriebenen entspricht. Das Überströmventil 32 ist so eingesetzt, daß es einen Druckmittelstrom von der Pumpe 16 zum Stromteiler 63 ermöglicht.A first connecting line 61 branches off from line 19 and leads to a first output 62 of a current divider 63. A second connecting line 65 leads from the second output 64 thereof to the pressure line 45. A connecting line 67 extends from the input 66 of the flow divider 63 and is connected to the pressure line 15 or the connecting line 39 and thus the pump 16. In this connection line 67, the overflow valve 32 is inserted, the structure and mode of operation of which corresponds to that described in Figure 1. The overflow valve 32 is used so that it allows a pressure medium flow from the pump 16 to the flow divider 63.

Von der ersten Verbindungsleitung 61 zweigt eine erste Drosselleitung 69 ab, die mit der Anschlußleitung 67 verbunden ist, und zwar zwischen dem Überströmventil 32 und dem Stromteiler 63. In die erste Drosselleitung 69 ist eine erste Drossel 70 eingesetzt. Eine zweite Drosselleitung 71 mit einer zweiten Drossel 72 führt von der Anschlußleitung 67 (zwischen Überströmventil 32 und Stromteiler 63) zur zweiten Verbindungsleitung 65.A first throttle line 69, which is connected to the connecting line 67, branches off from the first connecting line 61, specifically between the overflow valve 32 and the flow divider 63. A first throttle 70 is inserted into the first throttle line 69. A second throttle line 71 with a second throttle 72 leads from the connecting line 67 (between the overflow valve 32 and the flow divider 63) to the second connecting line 65.

Der Stromteiler 63 hat ein etwa zylinderförmiges Gehäuse 74, in dem eine Ventilnadel 75 geführt ist. Diese Ventilnadel 75 hat in ihrer Mitte eine umlaufende Ringnut 76, so daß im Bereich ihrer beiden Stirnseiten jeweils ein Führungsbund 77 bzw. 78 verbleiben. Jeder dieser Führungsbunde 77 bzw. 78 weist an seinem Außenumfang Drosselnuten 79 auf, die die jeweilige Stirnseite der Ventilnadel 75 mit der Ringnut 76 verbinden. Diese Drosselnuten 79 im Bereich der Führungsbunde 77 bzw. 78 sind in ihrem Querschnitt so ausgebildet, daß eine definierte Drosselwirkung erreicht wird. Der Druckabfall an diesen Drosselnuten beträgt hier im Ausführungsbeispiel etwa 3 bar. Die Ventilnadel 75 wird durch zwei Druckfedern 80 bzw. 81 in einer Mittellage im Gehäuse 74 zentriert. Die erste Feder 80 liegt im Bereich des ersten Ausgangs 62 an der Innenseite des Gehäuses 74 an und stützt sich andererseits am Führungsbund 79 der Ventilnadel ab. Die zweite Druckfeder 81 liegt am zweiten Führungsbund 78 der Ventilnadel 75 an, und stützt sich andererseits im Bereich des zweiten Ausgangs 64 im Inneren des Gehäuses 74 ab. Der erste Ausgang 62 und der zweite Ausgang 64 sind jeweils als Ventilsitz ausgebildet, der mit dem Führungsbund 77 bzw. 78 zusammenwirkt und gleichzeitig als Anschlag dient. Der Eingang 66 des Stromteilers ist etwa in der Mitte des Gehäuses 64 angeordnet und mündet im Bereich der Ringnut 76 der Ventilnadel 75.The flow divider 63 has an approximately cylindrical housing 74 in which a valve needle 75 is guided. This valve needle 75 has in her In the middle a circumferential annular groove 76, so that a guide collar 77 and 78 respectively remain in the area of their two end faces. Each of these guide collars 77 and 78 has throttle grooves 79 on its outer circumference, which connect the respective end face of the valve needle 75 to the annular groove 76. The cross section of these throttle grooves 79 in the region of the guide collars 77 and 78 is designed such that a defined throttling effect is achieved. The pressure drop across these throttle grooves here is approximately 3 bar in the exemplary embodiment. The valve needle 75 is centered in the housing 74 by two compression springs 80 and 81, respectively. The first spring 80 lies in the area of the first outlet 62 on the inside of the housing 74 and, on the other hand, is supported on the guide collar 79 of the valve needle. The second compression spring 81 rests on the second guide collar 78 of the valve needle 75 and, on the other hand, is supported in the region of the second outlet 64 in the interior of the housing 74. The first outlet 62 and the second outlet 64 are each designed as a valve seat which interacts with the guide collar 77 and 78 and at the same time serves as a stop. The inlet 66 of the flow divider is arranged approximately in the middle of the housing 64 and opens in the region of the annular groove 76 of the valve needle 75.

Bei nicht aktivierten Steuerventilen (Drucksteuerventil 21 und zweites Drucksteuerventil 60) befindet sich die Ventilnadel 75 des Stromteilers 63 in ihrer federzentrierten Mittelstellung. Der von der Pumpe 16 aufgebaute Druck baut sich über das Überströmventil 32 und die Anschlußleitung 67 am Eingang 64 des Stromteilers auf. Über die Ringnut 76 und die Drosselnuten 79 in den Führungsbunden 77 bzw. 78 teilt sich der von der Pumpe erzeugte Volumenstrom zu beiden Ausgängen 62 bzw. 64 symmetrisch auf. Aufgrund der nicht aktivierten Drucksteuerventile 21 bzw. 60 kann sich in den Verbindungsleitungen 61 bzw. 65 jedoch kein nennenswerter Druck aufbauen. Entsprechend gering ist ebenfalls der Druck in der Leitung 19 bzw. der Druckleitung 45 und damit im Druckraum 11 des Differentialzylinders 10 bzw. im Druckraum 44 des zweiten Differentialzylinders 41. Der sich aufgrund der Wirkung des Überströmventils 32 in den Ringräumen 14 bzw. 40 aufbauende Druck über die Druckleitung 15 bzw. Anschlußleitung 39 bewegt die Differentialkolben der Differentialzylinder in ihre "späte" Endstellung bzw. hält sie in dieser.When the control valves (pressure control valve 21 and second pressure control valve 60) are not activated, the valve needle 75 of the flow divider 63 is in its spring-centered central position. The pressure built up by the pump 16 builds up via the overflow valve 32 and the connecting line 67 at the inlet 64 of the flow divider. Via the annular groove 76 and the throttle grooves 79 in the guide collars 77 and 78, the volume flow generated by the pump is divided symmetrically to both outlets 62 and 64. Due to the non-activated pressure control valves 21 and 60, there can be in the connecting lines 61 or 65, however, do not build up any significant pressure. The pressure in the line 19 or the pressure line 45 and thus in the pressure chamber 11 of the differential cylinder 10 or in the pressure chamber 44 of the second differential cylinder 41 is likewise correspondingly low. The pressure which builds up in the annular spaces 14 and 40 due to the action of the overflow valve 32 Via the pressure line 15 or connecting line 39, the differential pistons of the differential cylinders move into their "late" end position or hold them in this.

Wird in dieser dargestellten Schaltstellung des Stromteilers 63 beispielsweise das erste Drucksteuerventil 21 durch entsprechende Ansteuerung vom Steuergerät 27 aktiviert, reduziert sich zunächst der Förderstrom durch die erste Verbindungsleitung 61. Aufgrund des sich dadurch erhöhenden Volumenstroms in der zweiten Verbindungsleitung 65 ergibt sich ein größerer Druckabfall an den Drosselnuten 79 des rechten Führungsbundes 78. Die Ventilnadel wird aufgrund dieses größeren Druckabfalles an der rechten Seite nach rechts ausgelenkt, bis der Förderstrom am zweiten Ausgang 64 angedrosselt wird. Aufgrund dieser Drosselwirkung am zweiten Ausgang 64 kann sich in der ersten Verbindungsleitung 61 bzw. am ersten Ausgang 62 ein Druck aufbauen, der die Ventilnadel 75 durch Druckbeaufschlagung an ihrer linken Seite an den rechten Anschlag (zweiter Ausgang 64) drückt. Der zweite Ausgang 64 wird damit verschlossen, so daß der Hauptförderstrom über die Drosselnut 79 im linken Führungsbund 77 und den zweiten Ausgang 62 des Stromteilers 63 fließt. Die Abmessungen der Ventilnadel 75 bzw. der Nadelstirnflächen, der Querschnitt der Drosselnuten 79, der Ventilsitzquerschnitt der Ausgänge 62 und 64 und die Vorspannung der Zentrierfedern 80 und 81 müssen so ausgelegt sein, daß sich dieser Schaltzustand des Stromteilers 63 immer dann einstellt, wenn nur eines der beiden Drucksteuerventile 21 bzw. 60 aktiviert wird. Die aus dem Druckabfall am Drosselquerschnitt resultierende Rückstellkraft zusammen mit der Kraft der Druckfedern muß kleiner sein als die auf die jeweilige Stirnseite wirkenden Kräfte aufgrund des sich aufbauenden Druckes.If, for example, the first pressure control valve 21 is activated in this switching position of the flow divider 63 by appropriate control by the control unit 27, the flow rate through the first connecting line 61 is reduced first. Because of the volume flow thereby increasing in the second connecting line 65, there is a greater pressure drop at Throttling grooves 79 of the right guide collar 78. The valve needle is deflected to the right due to this greater pressure drop on the right side until the flow rate at the second outlet 64 is throttled. Because of this throttling effect at the second outlet 64, a pressure can build up in the first connecting line 61 or at the first outlet 62, which presses the valve needle 75 against the right stop (second outlet 64) on its left side by pressurization. This closes the second outlet 64 so that the main flow flows through the throttle groove 79 in the left-hand guide collar 77 and the second outlet 62 of the flow divider 63. The dimensions of the valve needle 75 or the needle end faces, the cross section of the throttle grooves 79, the valve seat cross section of the outputs 62 and 64 and the bias of the centering springs 80 and 81 must be designed so that this switching state of the current divider 63 always occurs when only one of the two pressure control valves 21 and 60 is activated. The restoring force resulting from the pressure drop at the throttle cross section together with the force of the compression springs must be smaller than the forces acting on the respective end face due to the pressure building up.

Wird in der beschriebenen, aktivierten Schaltstellung des ersten Drucksteuerventils 21 zusätzlich das zweite Drucksteuerventil 60 angesteuert, so stellt sich auch dort infolge des Bypasstroms über die Drossel 72 ein Druck ein, der die Ventilnadel 75 je nach Druckhöhe nach links in Richtung Mittellage zurückbewegt. Die Drosselquerschnitte der Drossel 70 bzw. 72 sind so gewählt, daß der Hauptvolumenstrom jedoch über den Stromteiler 63 erfolgt. Abhängig von den eingestellten Drücken am ersten Drucksteuerventil 21 bzw. am zweiten Drucksteuerventil 60 stellt sich die Ventilnadel 75 so ein, daß immer zum Drucksteuerventil mit höher eingestelltem Öffnungsdruck der größere Volumenquerschnitt freigegeben wird.If, in the activated switching position of the first pressure control valve 21 described, the second pressure control valve 60 is additionally activated, a pressure is also established there as a result of the bypass flow via the throttle 72, which moves the valve needle 75 back towards the left in the direction of the central position depending on the pressure level. The throttle cross sections of the throttle 70 or 72 are selected so that the main volume flow takes place via the flow divider 63. Depending on the set pressures on the first pressure control valve 21 or the second pressure control valve 60, the valve needle 75 adjusts itself so that the larger volume cross section is always released to the pressure control valve with a higher opening pressure.

Der Druckaufbau und die Volumenverteilung geschieht analog, wenn zuerst das zweite Drucksteuerventil 60 aktiviert wird.The pressure build-up and the volume distribution occur analogously when the second pressure control valve 60 is activated first.

Bei der elektrohydraulischen Stelleinrichtung nach Figur 2 können sich die Druckverläufe in den beiden Druckkreisen (Pumpe 16, Überströmventil 32, Stromteiler 63, Drucksteuerventil 21 und erster Differentialzylinder 10 bzw. Pumpe 16, Überströmventil 32, Stromteiler 63, zweites Drucksteuerventil 60 und zweiter Differentialzylinder 41) aufgrund des gemeinsamen Überströmventil 32 gegenseitig beeinflussen. Eine Druckerhöhung in einem der beiden Druckkreise (Eingangsdruckerhöhung an einem der beiden Drucksteuerventile) zur Verstellung eines der beiden Differentialzylinder kann auch auf den anderen Kreis wirken, in dem zum Beispiel gerade eine Zwischenstellung des Differentialzylinders eingenommen ist. Die daraus resultierende Abweichung bzw. Rückwirkung muß regelungstechnisch über das Steuergerät ausgeglichen werden. Um dies zu umgehen, kann eine weitere Trennung der beiden Druckkreise vorgenommen werden, wie sie in Figur 3 beschrieben ist.2, the pressure profiles in the two pressure circuits (pump 16, overflow valve 32, flow divider 63, pressure control valve 21 and first differential cylinder 10 or pump 16, overflow valve 32, flow divider 63, second pressure control valve 60 and second differential cylinder 41) can vary. influence each other due to the common overflow valve 32. A pressure increase in one of the two pressure circuits (input pressure increase on one of the two pressure control valves) for adjusting one of the two differential cylinders can also act on the other circuit, in which, for example, an intermediate position of the differential cylinder has just been assumed. The resulting deviation or repercussions must be compensated for by the control unit. To avoid this, a further separation of the two pressure circuits can be carried out, as described in FIG. 3.

Die in Figur 3 beschriebene elektrohydraulische Stelleinrichtung unterscheidet sich von der in Figur 2 beschriebenen dadurch, daß das Überströmventil 32 in der Verbindungsleitung 67 fehlt. Stattdessen ist jedem der Drucksteuerventile 21 bzw. 60 und damit jedem der beiden Differentialzylinder 10 bzw. 41 ein eigenes Überströmventil zugeordnet. Ein erstes Überströmventil 85 ist in der ersten Verbindungsleitung 61 angeordnet, und zwar zwischen der Mündung in die Leitung 19 und der Verbindung mit der ersten Drosselleitung 69. Ein zweites Überströmventil 86 ist zwischen der zweiten Drosselleitung 71 und der Druckleitung 45 in die zweite Verbindungsleitung 65 eingesetzt. Beide Überströmventile 85 und 86 entsprechen in ihrem Aufbau und ihrer Wirkungsweise denen in Figur 1 und Figur 2. Beide Überströmventile 85 und 86 sind so eingesetzt, daß sie einen Druckmittelstrom vom Stromteiler zum Drucksteuerventil 21 bzw. 60 ermöglichen. Durch diese beiden Überströmventile 85 bzw. 86 werden die beiden Druckkreise (Steuerung des ersten Differentialzylinders 10 bzw. des zweiten Differentialzylindres 41) besser entkoppelt, so daß sich eine Druckerhöhung in einem der beiden Kreise (Aktivierung eines der beiden Drucksteuerventile 21 bzw. 60) weniger stark auf den jeweils anderen Differentialzylinder auswirkt.The electrohydraulic actuating device described in FIG. 3 differs from that described in FIG. 2 in that the overflow valve 32 is missing in the connecting line 67. Instead, each of the pressure control valves 21 and 60 and thus each of the two differential cylinders 10 and 41 is assigned its own overflow valve. A first overflow valve 85 is arranged in the first connecting line 61, specifically between the mouth into the line 19 and the connection to the first throttle line 69. A second overflow valve 86 is inserted between the second throttle line 71 and the pressure line 45 in the second connecting line 65 . The structure and mode of operation of both overflow valves 85 and 86 correspond to those in FIGS. 1 and 2. Both overflow valves 85 and 86 are used in such a way that they enable a pressure medium flow from the flow divider to the pressure control valve 21 or 60. Through these two overflow valves 85 and 86, the two pressure circuits (control of the first differential cylinder 10 and the second differential cylinder 41) are better decoupled, so that there is less pressure increase in one of the two circuits (activation of one of the two pressure control valves 21 or 60) strongly affects the other differential cylinder.

Das in Figur 4 dargestellte Ausführungsbeispiel der elektrohydraulischen Stelleinrichtung unterscheidet sich von den beiden zuvor beschriebenen vor allem durch die Ausbildung des Stromteilers. Der Stromteiler 85 hat ein zylindrisches Gehäuse 86, in welchem ein Kolben 87 geführt ist. Dieser hat an seinen beiden Stirnseiten jeweils einen Absatz 88 bzw. 89 geringeren Durchmessers. An den Stirnseiten des Kolbens 87 stützt sich jeweils das eine Ende einer Druckfeder 90 bzw. 91 ab, die jeweils den entsprechenden Absatz 88 bzw. 89 umfaßt. Das andere Ende der Druckfeder 90 bzw. 91 liegt am jeweils angrenzenden stirnseitigen Ende des Gehäuses 86 an. In diesen Stirnseiten sind ein erster Ausgang 92 und auf der gegenüberliegenden (rechten) Seite ein zweiter Ausgang 93 angeordnet. Diese beiden Ausgänge 92 bzw. 93 sind als Ventilsitze ausgebildet, und dienen gleichzeitig als Anschlag für den Kolben bzw. die Absätze 88 bzw. 89. In das Gehäuse 86 des Stromteilers 85 münden weiterhin zwei radiale Eingänge 94 bzw. 95, von denen der erste Eingang 94 im Bereich des Absatzes 88 und der zweite Eingang 95 im Bereich des Absatzes 89 angeordnet ist. Etwa radial gegenüberliegend sind zwei weitere Ausgänge angeordnet, von denen der dritte Ausgang 96 dem ersten Eingang 94 gegenüberliegt. Der vierte Ausgang 97 liegt dem zweiten Eingang 95 gegenüber. Die beiden Eingänge 94 und 95 sind durch eine Eingangsleitung 98 miteinander verbunden, die wiederum über eine Druckleitung 99 mit einer Pumpe 100 verbunden ist.The exemplary embodiment of the electrohydraulic actuating device shown in FIG. 4 differs from the two previously described primarily by the design of the current divider. The flow divider 85 has a cylindrical housing 86 in which a piston 87 is guided. This has a shoulder 88 or 89 of smaller diameter on its two end faces. One end of a compression spring 90 is supported on the end faces of the piston 87 or 91, each of which comprises the corresponding paragraph 88 or 89. The other end of the compression spring 90 or 91 abuts the respectively adjacent end of the housing 86. A first outlet 92 is arranged in these end faces and a second outlet 93 is arranged on the opposite (right) side. These two outputs 92 and 93 are designed as valve seats, and at the same time serve as a stop for the piston or the shoulders 88 and 89. Two radial inputs 94 and 95 continue to open into the housing 86 of the flow divider 85, the first of which Entrance 94 is arranged in the area of the paragraph 88 and the second entrance 95 in the area of the paragraph 89. Two further outputs are arranged approximately radially opposite one another, of which the third output 96 lies opposite the first input 94. The fourth output 97 is opposite the second input 95. The two inputs 94 and 95 are connected to one another by an input line 98, which in turn is connected to a pump 100 via a pressure line 99.

Der erste Ausgang 92 steht über eine erste Druckleitung 101 mit dem Ringraum 14 des ersten Differentialzylinders 10 in Verbindung. Der zweite Ausgang 93 steht entsprechend über eine zweite Druckleitung 102 mit dem Ringraum 40 des zweiten Differentialzylinders 41 in Verbindung. Der Druckraum 11 des ersten Differentialzylinders 10 steht über die Leitung 19 mit dem Drucksteuerventil 21 in Verbindung. Entsprechend steht der Druckraum 44 des zweiten Differentialzylinders 41 über die Druckleitung 45 mit dem zweiten Drucksteuerventil 60 in Verbindung. Vom dritten Ausgang 96 führt eine erste Leitungsverbindung 103, in der eine Blende 104 angeordnet ist, zur Leitung 19 und ist mit dieser verbunden. Entsprechend führt vom vierten Ausgang 97 eine zweite Leitungsverbindung 105 mit einer Blende 106 zur Druckleitung 45 und ist ebenfalls mit dieser verbunden. Zwischen der ersten Blende 104 und der Leitung 19 geht von der ersten Verbindungsleitung 103 eine erste Zweigleitung 107 aus, die andererseits mit der ersten Druckleitung 101 verbunden ist.The first outlet 92 is connected to the annular space 14 of the first differential cylinder 10 via a first pressure line 101. Correspondingly, the second outlet 93 is connected to the annular space 40 of the second differential cylinder 41 via a second pressure line 102. The pressure chamber 11 of the first differential cylinder 10 is connected to the pressure control valve 21 via the line 19. Accordingly, the pressure chamber 44 of the second differential cylinder 41 is connected to the second pressure control valve 60 via the pressure line 45. From the third output 96, a first line connection 103, in which an aperture 104 is arranged, leads to the line 19 and is connected to it. Accordingly, a second line connection 105 with an orifice 106 leads from the fourth outlet 97 to the pressure line 45 and is likewise connected to the latter. Between the first orifice 104 and the line 19, a first branch line 107 emerges from the first connecting line 103, which on the other hand is connected to the first pressure line 101.

In dieser ersten Zweigleitung 107 ist ein erstes federbelastetes Rückschlagventil 108 angeordnet, das einen Druckmittelfluß von der ersten Leitungsverbindung 103 zur ersten Druckleitung 101 ermöglicht. Analog ist die zweite Leitungsverbindung 105 über eine zweite Zweigleitung 109 mit der zweiten Druckleitung 102 verbunden. In dieser zweiten Zweigleitung 109 ist ebenfalls ein entsprechendes zweites Rückschlagventil 110 angeordnet, das einen Druckmittelfluß von der zweiten Leitungsverbindung 105 zur zweiten Druckleitung 102 ermöglicht.A first spring-loaded check valve 108 is arranged in this first branch line 107 and enables a pressure medium flow from the first line connection 103 to the first pressure line 101. Analogously, the second line connection 105 is connected to the second pressure line 102 via a second branch line 109. A corresponding second check valve 110 is also arranged in this second branch line 109, which enables a pressure medium flow from the second line connection 105 to the second pressure line 102.

Ein weiterer Abzweig führt von der ersten Druckleitung 101 zur ersten Leitungsverbindung 103 und mündet zwischen der Leitung 19 und der Mündungsstelle der ersten Zweigleitung 107. In diesem ersten Abzweig 111 ist das Überströmventil 82 angeordnet, dessen Eingang 33 der ersten Druckleitung 101 zugewandt ist. Analog ist die zweite Druckleitung 102 durch einen zweiten Abzweig 112 mit der zweiten Leitungsverbindung 105 verbunden. In diesem zweiten Abzweig 112 ist entsprechend das zweite Überströmventil 83 angeordnet. In einer Abwandlung des Ausführungsbeispiels kann die erste Leitungsverbindung 103 auch in Form einer Leitungsverbindung 103A von der Druckleitung 101 abzweigen (gestrichelte Darstellung), wobei dann der dritte Ausgang 96 des Stromteilers 85 und die erste Zweigleitung 107 mit dem ersten Rückschlagventil 108 entfallen. Entsprechend kann eine zweite Zweigleitung 105A von der Druckleitung 102 ausgehen, wobei dann der vierte Ausgang 97 des Stromteilers und die zweite Zweigleitung 109 mit dem zweiten Rückschlagventil 110 entfallen.Another branch leads from the first pressure line 101 to the first line connection 103 and opens between the line 19 and the junction of the first branch line 107. In this first branch 111 the overflow valve 82 is arranged, the inlet 33 of which faces the first pressure line 101. Analogously, the second pressure line 102 is connected to the second line connection 105 by a second branch 112. The second overflow valve 83 is accordingly arranged in this second branch 112. In a modification of the exemplary embodiment, the first line connection 103 can also branch off from the pressure line 101 in the form of a line connection 103A (dashed illustration), the third outlet 96 of the flow divider 85 and the first branch line 107 with the first check valve 108 then being omitted. Correspondingly, a second branch line 105A can originate from the pressure line 102, the fourth outlet 97 of the flow divider and the second branch line 109 with the second check valve 110 then being omitted.

In der in Figur 4 dargestellten Schaltstellung befinden sich die beiden Differentialzylinder 10 und 41 in ihrer jeweiligen "späten" Endstellung, der Stromteiler 85 befindet sich in seiner federzentrierten Mittelstellung. Der Ringraum 14 des ersten Differentialzylinders 10 wird über die erste Druckleitung 101, den zweiten Ausgang 92, den Innenraum des Stromteilers 85 sowie den ersten Eingang 94, die Eingangsleitung 98 und die Druckleitung 99 von der Pumpe 100 beaufschlagt. Entsprechend wird der Ringraum 40 des zweiten Differentialzylinders 41 über die zweite Druckleitung 102, den zweiten Ausgang 93, das Innere des Stromteilers 85, den ersten Eingang 89 sowie die Eingangsleitung 98 und die Druckleitung 99 von der Pumpe 100 beaufschlagt.In the switching position shown in Figure 4, the two differential cylinders 10 and 41 are in their respective "late" end position, the flow divider 85 is in its spring-centered central position. The annular space 14 of the first differential cylinder 10 is via the first pressure line 101, the second outlet 92, the interior of the flow divider 85 and the first inlet 94, the inlet line 98 and the pressure line 99 are acted upon by the pump 100. Correspondingly, the annular space 40 of the second differential cylinder 41 is acted upon by the pump 100 via the second pressure line 102, the second outlet 93, the interior of the flow divider 85, the first inlet 89 and the inlet line 98 and the pressure line 99.

Die beiden Drucksteuerventile 21 und 60 sind nicht aktiviert, so daß sich - wie bei den Ausführungsbeispielen zuvor beschrieben - in den Druckräumen 11 und 44 der Differentialzylinder 10 und 41 kein höherer Druck aufbauen kann. Aufgrund der Anordnung der Überströmventile 82 und 83 und der ersten Blende 104 bzw. der zweiten Blende 106 kann sich dagegen in den Ringräumen 14 und 40 ein ausreichender Druck aufbauen. Wird jetzt beispielsweise das erste Drucksteuerventil 21 so angesteuert, daß der zuvor am Überströmventil 82 eingestellte Öffnungsdruck überschritten wird, wird der Kolben 87 des Stromteilers 85 aufgrund des sich aufbauenden Druckes am ersten Ausgang 92 nach rechts bewegt. Der Kolben 87 bewegt sich so weit nach rechts, bis der zweite Ausgang 93 bzw. der entsprechende Ventilsitz vom Absatz 89 des Kolbens 87 verschlossen wird. Damit kann nur noch ein relativ geringer Volumenstrom über den vierten Ausgang 97 und die zweite Blende 106 zum zweiten Differentialzylinder 41 bzw. zum zweiten Drucksteuerventil 60 gelangen. Der Hauptvolumenstrom steht somit der Steuerung des ersten Differentialzylinders 10 zur Verfügung, der analog zu den zuvor beschriebenen Ausführungsbeispielen durch Ansteuerung des ersten Drucksteuerventils 21 in die jeweilige Stellrichtung bewegt wird bzw. in stationärer Stellung gehalten wird.The two pressure control valves 21 and 60 are not activated, so that - as described in the exemplary embodiments above - the pressure cylinders 11 and 44 of the differential cylinders 10 and 41 cannot build up a higher pressure. On the other hand, due to the arrangement of the overflow valves 82 and 83 and the first orifice plate 104 and the second orifice plate 106, sufficient pressure can build up in the annular spaces 14 and 40. If, for example, the first pressure control valve 21 is now activated such that the opening pressure previously set at the overflow valve 82 is exceeded, the piston 87 of the flow divider 85 is moved to the right due to the pressure building up at the first outlet 92. The piston 87 moves to the right until the second outlet 93 or the corresponding valve seat is closed by the shoulder 89 of the piston 87. This means that only a relatively low volume flow can reach the second differential cylinder 41 or the second pressure control valve 60 via the fourth outlet 97 and the second orifice 106. The main volume flow is thus available for the control of the first differential cylinder 10 which, analogously to the previously described exemplary embodiments, is moved in the respective actuating direction by actuation of the first pressure control valve 21 or is held in a stationary position.

Ist der zweite Ausgang 93 des Stromteilers 85 durch den Kolben 87 verschlossen, ist das Druckmittelvolumen im Ringraum 40 des zweiten Differentialzylinders 41 aufgrund der Wirkung des zweiten Rückschlagventils 110 und der Wirkung des zweiten Überströmventils 83 eingeschlossen, so daß eine Bewegung des Differentialkolbens in Stellrichtung "früh" bis zu einem Öffnen des Überströmventils 83 verhindert wird. Der zweite Differentialzylinder 41 wird demzufolge in seine "späte" Endstellung gefahren bzw. in dieser gehalten. Soll der Differentialzylinder in einer beliebigen Zwischenstellung gehalten werden, muß durch entsprechendes Ansteuern des zweiten Drucksteuerventils 60 im Druckraum 44 ein entsprechender Gegendruck aufgebaut werden. Soll der Differentialkolben des zweiten Differentialzylinders 41 aus einer beliebigen Zwischenstellung in eine "späte" Stellung verschoben werden, wird der Öffnungsdruck des zweiten Drucksteuerventils 60 entsprechend abgesenkt. Über das zweite Rückschlagventil 110 kann der Ringraum 40 entsprechend mit Druckmittel beaufschlagt werden. Dies geschieht einerseits über einen Volumenaustausch zwischen Druckraum 44 und Rückschlagventil 110 und andererseits über einen Druckmittelzufluß vom vierten Ausgang 97 des Stromteilers über die Blende 106. Zusätzlich unterstützend wirkt bei einer derartigen Verstellung des Differentialkolbens die Rückstellwirkung der Einrichtung zur Verstellung der Nockenwelle.If the second outlet 93 of the flow divider 85 is closed by the piston 87, the pressure medium volume in the annular space 40 is the second Differential cylinder 41 due to the action of the second check valve 110 and the action of the second overflow valve 83 included, so that movement of the differential piston in the direction of "early" is prevented until the overflow valve 83 opens. The second differential cylinder 41 is accordingly moved into its "late" end position or held in this. If the differential cylinder is to be held in any intermediate position, a corresponding counterpressure must be built up in the pressure chamber 44 by correspondingly controlling the second pressure control valve 60. If the differential piston of the second differential cylinder 41 is to be moved from any intermediate position into a "late" position, the opening pressure of the second pressure control valve 60 is reduced accordingly. Via the second check valve 110, the annular space 40 can be pressurized accordingly. This takes place on the one hand via a volume exchange between the pressure chamber 44 and the check valve 110 and on the other hand via a pressure medium inflow from the fourth outlet 97 of the flow divider via the orifice 106. The restoring effect of the device for adjusting the camshaft also has a supporting effect in the case of such an adjustment of the differential piston.

Soll aus der Haltestellung bzw. Verstellung nach "spät" des zweiten Differentialzylinders 41 eine Bewegung in "frühe" Stellrichtung erzielt werden, wird durch entsprechende Ansteuerung des zweiten Drucksteuerventils 60 dessen Öffnungsdruck heraufgesetzt, so daß sich der Zufluß aus dem vierten Ausgang 97 über die zweite Leitungsverbindung 105 und die zweite Blende 106 staut und der Kolben 87 des Stromteilers 85 nach links bewegt wird. Damit öffnet sich gleichzeitig der zweite Ausgang 93, so daß sowohl der Ringraum 40 als auch das Überströmventil 83 mit Druck beaufschlagt werden.If a movement in the "early" setting direction is to be achieved from the stop position or adjustment to the "late" of the second differential cylinder 41, the opening pressure is increased by appropriate actuation of the second pressure control valve 60, so that the inflow from the fourth outlet 97 via the second Line connection 105 and the second aperture 106 jams and the piston 87 of the flow divider 85 is moved to the left. This simultaneously opens the second outlet 93, so that both the annular space 40 and the overflow valve 83 are pressurized.

Bei Überschreiten des Öffnungsdruckes des Überströmventils 83 wird gleichzeitig der Druckraum 44 mit dem entsprechenden Pumpendruck beaufschlagt, so daß aufgrund der größeren wirksamen Kolbenfläche eine Verstellung erfolgt.If the opening pressure of the overflow valve 83 is exceeded, the pressure chamber 44 is simultaneously subjected to the corresponding pump pressure, so that an adjustment is made due to the larger effective piston area.

Sollen beide Differentialzylinder 10 bzw. 41 aus einer "späten" Stellposition in eine "frühe" gebracht werden, wird über den Stromteiler 85 dem Differentialzylinder, der eine größere Verstellkraft aufbringt, der größere Volumenstrom zugeteilt. Aufgrund des sich durch die größere Verstellkraft ergebenden größeren rückwirkenden Druckes am ersten bzw. zweiten Ausgang 92 bzw. 93 wird der Kolben 87 ausgelenkt, so daß auf der Anschlußseite geringeren Druckes der Ausgang entsprechend gedrosselt wird. Durch Ansteuerung eines der beiden Druckbegrenzungsventile 21 bzw. 60 läßt sich diese Volumenverteilfunktion entsprechend abändern.If both differential cylinders 10 and 41 are to be moved from a "late" position to an "early" position, the larger volume flow is allocated to the differential cylinder, which exerts a larger adjusting force, via the flow divider 85. Due to the greater retroactive pressure at the first or second outlet 92 or 93 resulting from the greater adjusting force, the piston 87 is deflected, so that the outlet is throttled accordingly on the connection side of lower pressure. By controlling one of the two pressure limiting valves 21 and 60, this volume distribution function can be changed accordingly.

Claims (6)

  1. Camshaft adjusting device of an internal combustion engine, comprising a device for adjusting at least one camshaft of an internal combustion engine in relation to its crankshaft, having at least one differential piston (12, 42) whose smaller piston face (14, 40) can be acted on by a pump (16, 100) with pressure medium while the pressure in the pressure space (11, 44) can be varied at its larger piston face by means of an electromagnetically actuable control valve (21, 60), and having a second independent differential piston (42) whose smaller piston face (40) can be acted on by the pump (16, 100) with pressure medium, while the pressure in the pressure space (11, 44) can be varied at its larger piston face by means of a second electromagnetically actuable control valve (21, 60), a second camshaft of the internal combustion engine being capable of being adjusted in relation to its crankshaft using this second independent differential piston (42), characterized in that the two control valves (21, 60) are connected to one another, and to the pump (16, 100), via a flow divider valve (63, 85).
  2. Camshaft adjusting device according to Claim 1, characterized in that at least one throttle device (70, 72) is connected in parallel with the flow divider valve (63, 85).
  3. Camshaft adjusting device according to one of Claims 1 to 2, characterized in that at least one adjustable overflow valve (32; 82, 83, 85, 86) is arranged between the pump (16, 100) and pressure control valve (21 or 60).
  4. Camshaft adjusting device according to Claim 3, characterized in that the overflow valve (82, 83, 85, 86) is arranged between the flow divider valve (63, 85) and the pressure control valve (21, 60).
  5. Camshaft adjusting device according to one of Claims 1 to 4, characterized in that a non-return valve (108, 110) is connected in parallel with the overflow valve (82, 83).
  6. Camshaft adjusting device according to one of Claims 1 to 5, characterized in that a throttle device (104, 106) is connected in parallel with the overflow valve (82, 83).
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