CN104832239A

CN104832239A - 具有液压阀的摆动马达凸轮轴调节器

Info

Publication number: CN104832239A
Application number: CN201510044130.XA
Authority: CN
Inventors: 贝恩德·拉思特; 戈登·努德弗; 伍德·迪得里希; 马修·布兰德费尔; 莫里萨梅·克尼西; 科尼斯·J·帕克
Original assignee: Hilite Germany GmbH
Current assignee: Hilite Germany GmbH
Priority date: 2014-02-06
Filing date: 2015-01-28
Publication date: 2015-08-12
Anticipated expiration: 2035-01-28
Also published as: JP2015148229A; US9341090B2; US20150218976A1; KR101614777B1; KR20150099407A; CN104832239B; JP6218129B2; EP2905434B1; EP2905434A1

Abstract

一种摆动马达凸轮轴调节器，其通过软件提供的是，仅在扭矩足够和/或减少流动消耗很重要的情况下利用凸轮轴交变扭矩。如果存在两步升程并且凸轮轴交变扭矩在低升程中不足够，则软件能够对阀芯定位以利用一些凸轮轴交变扭矩，同时还油油箱加油以加快变相。

Description

具有液压阀的摆动马达凸轮轴调节器

技术领域

本发明涉及一种具有液压阀的摆动马达凸轮轴调节器，该液压阀具有两个工作接口。

背景技术

DE102006012733B4和DE102006012775B4涉及一种具有液压阀的摆动马达凸轮轴调节器，该液压阀具有两个工作接口。这两个工作接口各自具有彼此轴向相邻的标准开口和用于利用作为凸轮轴交变扭矩所产生的压力峰值的开口。在这种情况下，为了调节凸轮轴，能够从供给接口引入液压压力到要承载的工作接口，而将要卸压的工作接口引导至油箱接口。液压阀被设计为具有筒式结构的多接口多位置阀。被设计为带状环的止回阀插入在滑架或中心螺栓(central bolt)的内侧上。借助于这些止回阀，凸轮轴交变扭矩被利用以便更迅速地且以相对低油压辅助凸轮轴调整。为了这个目的，止回阀打开以利用作为凸轮轴交变扭矩所产生的压力峰值并且覆盖开口以防止回流到排泄接口。

发明内容

本发明的实施例的目的是提供一种以允许电子控制装置进行调谐的简单方式受到控制的摆动马达凸轮轴调节器。

简短地，本发明的实施例提供一种摆动马达凸轮轴调节器，其通过软件提供的是，仅在扭矩足够和/或减少流动消耗很重要的情况下利用凸轮轴交变扭矩。如果存在两步升程并且凸轮轴交变扭矩在低升程中不足够，则软件能够对阀芯定位以利用一些凸轮轴交变扭矩，同时油箱加油以加快变相。

从说明书和附图可以推断本发明的附加优点。

附图说明

在下文中，将结合附图图形来描述本发明，其中相似的附图标记指示相似的元件，并且

图1示出能够在五个主位置处被致动的比例可控液压阀的回路图的示例实施例；

图2示出液压阀的阀芯部件的透视图；

图3示出阀芯台肩(land)中的一个的放大截面图；并且

图4-10示出根据图1的在各种位置处的液压阀的示例结构实施方式。

具体实施方式

接下来的详细描述仅提供示例性实施例，并且不旨在限制本发明的范围、应用或构造。相反，接下来的示例性实施例的详细描述将为本领域的技术人员提供用于实施本发明的实施例的可行的描述。应理解，如在所附的权利要求中所阐明的那样，在不脱离本发明的精神和范围的情况下，可以在元件的功能和布置上做出各种改变。

图1以回路图示出根据本发明的示例实施例的液压阀3，该液压阀3能够借助于电磁体17抵抗弹簧21的弹簧力的方式而被致动，并且其受到比例控制。摆动马达凸轮轴调节器4能够通过该液压阀3枢转。在内燃机的运行期间，曲轴与凸轮轴之间的角位置能够利用这样的摆动马达凸轮轴调节器4来改变。通过使凸轮轴旋转，气体交换阀的打开和关闭时间节点被变换，使得内燃机在的载荷和速度方面提供最优性能。因此，摆动马达凸轮轴调节器4能够实现凸轮轴相对于曲轴的连续调节。

第一工作接口A和第二工作接口B从液压阀3离开而通向摆动马达凸轮轴调节器4。液压阀3具有四个接口和五主功能位置并且因此也能够被指定为具有阻断中心位置7的4/5通阀。在技术上，阀具有7种状态，而位置7、7a和7b用于保持转子相对于定子的相对位置，且当需要补偿系统泄漏时，位置7a、7b分别允许油进入口B和A中。虽然油路在功能位置上改变，但是阀的流动开口通过功能状态内的渐进位置是可变的。

为了使摆动马达凸轮轴调节器4以第一旋转方向1枢转，液压阀3构建在两个位置16或19中的一个位置中，所述两个位置由中心阻断位置7右边的两个框示出。在附图的图1中，当致动器使液压阀3进行完整冲程时，液压阀3移动至位置19。以这种方式，分配至该旋转方向1的压力室6从第一工作接口A被载(来自供给接口P的)压。

相比之下，在位置16或19中，分配至第二工作接口B的压力室5被卸压。在位置19中，为此，第二工作接口B经油箱接口T被引导至油箱20。在中心阻断位置7直至位置19之间的中间位置7b和16中，压力室6从第一工作接口A被加载来自供给接口P的压力，而第二工作接口B从油箱接口T被阻断。

反向情况类似地适用。也就是，现在为了使摆动马达凸轮轴调节器4以第二旋转方向2枢转，在两个位置18或15中的一个位置中构建液压阀3，所述两个位置由中心阻断位置7左边的两个位置示出。在附图的图1中，液压阀3被构建为通过在框的位置18中的弹簧21完全延伸。以这种方式，分配至该旋转方向2的压力室5从第二工作接口B被加载(来自供给接口P的)压力。

相比之下，在位置18或15中，分配至第一工作接口A的压力室6被卸压。在位置18中，为此，第一工作接口A经油箱接口T被引导至油箱20。在阻断中心位置7直至位置18之间的中间位置15和7a中，压力室5从第二工作接口B被加载来自供给接口P的压力，而第一工作接口A被油箱接口T阻断。

在阻断中心位置7中，所有的四个口A、B、P、T被阻断。该位置以及位置7a和7b(相邻的位置)用于将转子相对于定子保持在恒定位置中。

为了这个目的，在位置7a中，供给接口P连接到第二工作接口B，而第一工作接口A从油箱接口T被阻断。在位置7a中，阀芯的内台肩与套筒或中心阀螺栓的台肩的相互作用防止第一工作接口A露出于供给接口P。因此，在位置7a中，防止第一工作接口A露出于油箱接口T以及供给接口P两者。

在位置7b中，供给接口P连接到第一工作接口A，而第二工作接口B从油箱接口T被阻断。在位置7b中，阀芯的内台肩与套筒或中心阀螺栓的台肩的相互作用防止第二工作接口B露出于供给接口P。因此，在位置7b中，防止第二工作接口B露出于油箱接口T以及供给接口P两者。位置7a和7b提供在较低的泵压力下保持移相器充满油的益处。通过从供应口P阻断一个工作接口，该供应口P能够更好地满足其它工作接口。

在液压阀3的两个最外面的位置18和19中，通过利用凸轮交变扭矩产生的再循环油结合从供给接口P引入的油来完成对叶片的一侧加载而对凸轮轴进行调整供给接口。通过使油再循环到加载叶片并且同时油箱加油，而从叶片的另一侧卸压。为了这个目的，在最外位置18中，其中，使得来自分配给第一工作接口A的止回阀RSV-A的液压流体的工作接口流量可用于供给接口P和B。另外，在位置18中，为此，允许不包含止回阀的附加口A经油箱接口T排泄至油箱20。相比之下，在位置19中，其中，使得来自分配给第一工作接口A的止回阀RSV-B的液压流体的工作接口流量可用于供给接口P和A。另外，在位置19中，为此，允许不包含止回阀的附加口B经油箱接口T排泄至油箱20。

类似地，液压阀3的位置15和16中，通过利用凸轮交变扭矩产生的再循环油结合从供给接口P引入的油来完成对叶片的一侧加载而对凸轮轴进行调整供给接口。不同于位置18和19，仅通过使油再循环到加载叶片来从叶片的另一侧卸压。为了这个目的，在位置15中，其中，使得来自分配给第一工作接口A的止回阀RSV-A的液压流体的工作接口流量可用于供给接口P和B。相比之下，在位置16中，使得来自分配给第二工作接口B的止回阀RSV-B的液压流体的工作接口流量可用于供给接口P和A。位置15和16不将任意口连接到油箱。

在位置15、16、18和19中，来自将被卸压的工作接口A或B的该附加流量在供给接口P处被供给至来自油泵12的流量。供给接口P经泵止回阀RSV-P连接到油泵12，油泵12引入压力以辅助调整摆动马达凸轮轴调节器4。在这种情况下，该泵止回阀RSV-P阻断液压阀3中的压力，使得来自将被卸压的工作接口A或B的峰值压力相对于开放油泵线14a、14b的情况提供更大比例的调节支持。

图4至图10示出根据图1的处于七个位置18、15、7a、7、7b、16、19中的液压阀3的示例结构实施例。

图4示出处于第一位置18中的液压阀3，其中，根据图1的电磁体17不移动液压阀3的阀芯22。因此，阀芯22的行程位于零处。阀芯22能够抵抗被设计为卷型压缩弹簧的弹簧21的力而在中心螺栓27内部移动。因此，阀芯22的面对电磁体17的端50关闭以便为电磁体17的致动栓产生支承表面，而阀芯的另一端52打开以便接纳弹簧21的端部。阀芯22经固持环54固持在中心螺栓27中。阀芯22在其两端上具有外台肩23、24，所述外台肩23、24相对于中心螺栓27被引导。两个外台肩23、24具有部分横跨台肩的平坦流表面29、30，使得沿着在中心螺栓27的端部之外的这些流表面29、30而存在通向油箱接口T的通道。能够极好地提供阀芯22为中空的、并且包括轴向接口孔以便流向油箱接口T的替代实施方案。

围绕阀芯22布置的两个窄肋或台肩31、32轴向地设置在两个外台肩23、24之间。这些周向肋31、32对应于从中心螺栓27径向延伸到内部的两个环形腹板(annular web)33、34。除了这两个环形腹板33、34之外，还提供了两个轴向外环形腹板35、36。由于从中心螺栓27挖空五个内部环状凹槽37、38、39、40、41，所以形成这四个环形腹板33、34、35、36。钻通中心螺栓27的壁的五个口孔60、62、64、66、68通向这五个内部环状凹槽37、38、39、40、41。取决于流动要求，每个环状凹槽多于一个孔是可能的。

这五个口孔60、62、64、66、68从电磁体17轴向地沿着螺栓形成如下：属于第二工作接口B的标准开口B、属于第二工作接口B的用于利用凸轮轴交变扭矩的开口B1、供给接口P、属于第一工作接口A的用于利用凸轮轴交变扭矩的开口A1和属于第一工作接口A的A。

因此，在每种情况下，两个开口A、A1或B、B1设置在两个工作接口A、B上。用于利用凸轮轴交变扭矩的轴向内部开口A1、B1通过这些而设置。与能够专门地通过外台肩23、24从内部被阻断的轴向外开口A、B相比，轴向内部开口A1、B1具有带形止回阀RSV-A、RSV-B。带形止回阀RSV-A或RSV-B中的每一个插入在中心螺栓27的轴向内部开口A1或B1的径向内部的内部环状凹槽40或38中。根据DE102006012733B4中所描述的方法，利用止回阀RSV-A、RSV-B，可以在供应口P的区域中提供液压压力，作为凸轮轴交变扭矩的结果，该压力能够在短时间内增加至将被压力加载的液压室6或5中的液压压力水平之上。然后，来自该供给接口P的这些液压压力峰值或该附加液压流体流连同由油泵12引入到供给接口P的液压压力对于将被加载的液压室6或5可用。

此外，带形泵止回阀RSV-P设置在环状凹槽39内部。该泵止回阀RSV-P基本上以与两个止回阀RSV-A、RSV-B相同的方式构造。然而，该泵单向阀RSV-P可以具有另一种响应力。

在根据图4的位置18中，两个中心肋31、32轴向远离两个环形腹板33、34，使得液压流体能够穿透它们之间的间隙。同样地，液压流体能够穿透最前外台肩23与中心螺栓27上的相应的环形腹板35之间的间隙。相比之下，另一个外台肩24阻断最后的内环状凹槽41或属于第一工作接口A的标准开口A。为了这个目的，外台肩24和最后环形腹板36遍及大密封长度地重叠。

因为如此，在该位置18中，来自供给接口P的液压流体能够经泵止回阀RSV-P到达属于第二工作接口B的标准开口B。因此，另外两个止回阀RSV-A和RSV-B抵抗来自供给接口P的压力和来自属于第二工作接口B的标准开口B的压力而阻断开口A1和B1供给接口工作接口。相比之下，作为凸轮轴交变扭矩的结果，短期峰值压力从属于第一工作接口A的开口A1通过其止回阀RSV-A被传递。当与工作接口A相关的压力由于凸轮扭矩而很高时，该压力大于压力P。随后，RSV-A止回阀打开以使来自A的油流动，而P止回阀(RSV-P)关闭。在位置18中，来自第一工作接口A的压力从A(经开口A1)再循环到B，第一工作接口A也通向油箱接口T(经标准开口A和流表面30)。

图5示出具有0.4mm冲程的阀芯22。在这种情况下，液压阀3功能构建在位置15中。位置15与位置18非常相似，除了阀芯22已经被推进到如下位置之外：在该位置处，第一工作接口A经台肩24与螺栓表面98的接触面而与油箱接口T阻断开，台肩24与螺栓表面98的接触面使A不能连接到流表面30。

在图5所示的位置15与图4所示的位置18之间，第一工作接口A逐渐向油箱接口T开放。这样既允许液压流体从第一工作接口A再循环到第二工作接口B，又允许向第一工作接口A充液(即，从第一工作接口A流向油箱接口T的液压流体)。

图6示出具有1.1mm冲程的阀芯22。在这种情况下，液压阀3构建在位置7a中。位置7a极其类似于位置15，其中，第一工作接口A经台肩24与表面98的接触面而与油箱接口T阻断开。然而，在位置7a中，第一工作接口A也经台肩32与腹板34的接触面而与第二工作接口B阻断开。供给接口P连接到第二工作接口B。

在图6中所示的位置7a与图5所示的位置15之间，当凸轮扭矩脉冲使第一工作接口A的压力增加超过第二工作接口B和供给接口P时，逐渐使供给接口P通向第二工作接口B，并且来自第一工作接口A的液压流体流逐渐被再循环到第二工作接口B。

图7示出具有1.7mm冲程的阀芯22。在此处，液压阀3构建在阻断中心位置7处。供给接口P通过两个肋31、32关闭。为了这个目的，肋31、32覆盖相应的环形腹板33、34至相对大的范围。作为台肩24与表面98接触面以及台肩23与表面99的接触面的结果，两个工作接口A、B也被与油箱出口T阻断开。

虽然图7所示的阻断中心位置7有效地保持位置，但是阀芯将在该位置与图6中所示的位置7a或图8中所示的位置7b两者之一之间移动以补偿液压流体泄漏。

图8示出具有2.3mm冲程的阀芯22。在这种情况下，液压阀3构建在位置7b中，并且第二工作接口B经台肩23与表面99的接触面而与油箱接口T阻断开。然而，在位置7b中，第二工作接口B也经台肩31与腹板33的接触面而与第一工作接口A阻断开。供给接口P连接到第一工作接口A。

图9示出具有3.0mm冲程的阀芯22。在这种情况下，液压阀3功能构建在位置16中，并且第二工作接口B经台肩23与表面99的接触面而与油箱接口T阻断开。此外，作为凸轮轴交变扭矩的结果，短期峰值压力从属于第二工作接口B的开口B1通过其止回阀RSV-B被传递。在位置16中，第一工作接口A通过供给端口P加压，并且来自第二工作接口B的压力从B(经开口B1)再循环到A。

在图8中所示的位置7b与图9所示的位置16之间，当凸轮扭矩脉冲使第二工作接口B的压力增加超过第一工作接口A和供给P时，逐渐使供给接口P通向第一工作接口A，并且来自第二工作接口B的液压流体流逐渐再循环到第一工作接口A中。

图10示出具有3.4mm冲程的阀芯22。在这种情况下，液压阀3构建在位置19中。在位置19中，两个中心肋31、32轴向远离两个环形腹板33、34，使得液压流体能够穿透间隙。同样地，液压流体能够穿透的最后的外腹板24与相应的环形腹板36之间的间隙。相比之下，另一个外台肩23阻断最前内环状凹槽37或第二工作接口B的标准开口B。为了这个目的，外台肩23和最前环形腹板35遍及大密封长度地重叠。由此，在该位置19中，来自供给接口P的液压流体能够经泵止回阀RSV-P到达的第一工作接口A的标准开口A。在这种情况下，另外两个止回阀RSV-A和RSV-B抵抗来自供给口P的压力阻断开口A1和B1。相比之下，作为凸轮轴交变扭矩的结果的短期峰值压力从第二工作接口B的开口B1通过其止回阀RSV-B而被传递。因此，来自第二工作接口B的压力从B(经开口B1)再循环到A，第二工作接口B也(经标准开口B和流表面29)通向油箱接口T。

在图9所示的位置16与图10所示的位置19之间，第二工作接口B逐渐通向油箱接口T。这允许从第二工作接口B到第一工作接口A的液压流体再循环以及第二工作接口B的充液(即，从第二工作接口B流向油箱接口T的液压流体)。

本文所描述的系统的一个主要益处是，通过对液压阀的软件控制，当存在足够的凸轮扭矩时，负载循环(或流)能够被限制为仅允许再循环(位置15和16)以实现期望的相速率。如果在发动机油系统中存在不充分的流动并且进一步加载是不期望的，则负载循环也能够被限制于位置15和16。

当在诸如两步升程系统的低升程模式下的凸轮扭矩不充分时，则软件将允许使用位置18和19用于变相。高rpm(每分钟转数)也不允许足够的时间来充分利用凸轮扭矩脉冲，因此，如果需要，则使用位置18和19能够在高rpm下增加定相速度。能够使通向油箱接口T的流量以及位置18和19开始的阀行程位置适合于应用。

在所提供的实施例的示例中，首先将标准开口A或B和开口A1或B1分别在中心螺栓27外部结合以便利用工作接口凸轮轴交变扭矩。在可选实施例中，也可能也在中心螺栓27内部结合标准开口A或B和开口A1或B1以便利用凸轮轴交变扭矩。

在另一个替代实施例中，能够使用球型止回阀代替带形止回阀。因此，例如，也可以如例如在DE102007012967B4中所说明的，在液压阀内部使用球型止回阀。然而，在这种情况下，不是绝对要求将球型止回阀构建到插装阀的中心阀中。例如，也能够在转子中使用球型止回阀以及将阀芯设置为中心阀，其布置成使得它能够在转子毂内同轴且同心地移动。

在每种情况下，取决于阀的应用条件，还可以在一个以上或甚至所有口的前面的流动方向设置过滤器，这些过滤器保护阀芯与中心阀之间的接触表面。

对凸轮轴交变扭矩的利用不必为两个旋转方向都提供。也能够免除两个轴向最外位置18或19中的一个。相应地，因此能够直接使用凸轮轴交变扭矩用于仅一个旋转方向的更快速的调整。

在可选实施例中，还能够在两个旋转方向上提供对凸轮轴交变扭矩的利用，然而，据此在这种情况下将省略规避止回阀RSV-A、RSV-B中的一个。

此外，位置的任意组合是可能的。例如，能够消除一个以上位置或状态，或增加一个以上额外位置或状态。

还可以在液压阀上设置另一个位置，其中，自定中心中锁向A和B供应计量的油，其中，一侧被排出直至居中。销被排出允许它落入到锁销孔中，将移相器锁定在中间锁定位置中。例如在DE102004039800和DE102009022869.1-13中提出了中间锁定。

图2示出优选阀芯22并且是不解自明的，特别是上文中已给出了描述。优选地，台肩31、32以鲨鱼鳍类型形状的形式提供，如图3所示，图3提供台肩32的放大图。功能上，重要的是使台肩31、32具有最小行程以便使供给口P通向任一工作接口A或B。然而，难以对非常薄的台肩进行热处理。因此，优选的阀芯设置这样的台肩，这些台肩例如在基部处为0.3mm厚但是在至少一侧上锥化90°，使得它们在实际上作为与中心螺栓27的腹板33、34的物理接触面的表面92处仅在0.1mm至0.3mm厚的范围内。如所提及的，图3提供台肩32的放大图。另一个台肩31的放大图将很相似，但是将为在相对侧上具有90°锥面的翻转图像。

应指出的是，一个以上锥形台肩(诸如鲨鱼鳍形状)能够设置在阀芯22上、在螺栓27上、或在两者上。另外，该(这些)台肩能够在台肩的仅一侧或两侧上被锥形化。

设置薄台肩的其它益处是，它允许较短的阀芯行程。另外，对于按比例控制阀而言，提供薄台肩允许较佳的定时特性。这是因为，它允许缩短位置7a至7b投入的冲程，允许从一个方向到另一个方向的更快的传递。

关于图4-10，现在将描述一些优选的重叠部(其防止流体流动)和开口(其允许流体流动)的大小。当然，在完全属于在本发明的范围内，能够使用其它重叠部和开口的大小。

在图4中，优选地在P至B1位置处存在1.5mm的开口，优选地在B1至B位置处存在1.5mm的开口，优选地在B至T的位置处存在3.0mm的重叠部，优选地在P至A1位置处存在1.1mm的开口，优选地在A1至A位置处存在1.6mm重叠部，并且优选地在A至T位置处存在0.4mm的开口。

在图5中，优选地在P至B1位置处存在1.1mm的开口，优选地在B1至B位置处存在1.1mm的开口，优选地在B至T的位置处存在2.6mm的重叠部，优选地在P至A1位置处存在0.7mm的开口，优选地在A1至A位置处存在1.5mm重叠部，并且优选地在A至T位置处存在0.0mm的重叠部。

在图6中，优选地在P至B1位置处存在0.4mm的开口，优选地在B1至B位置处存在0.4mm的开口，优选地在B至T的位置处存在1.9mm的重叠部，优选地在P至A1位置处存在0.0mm的开口，优选地在A1至A位置处存在0.8mm重叠部，并且优选地在A至T位置处存在0.7mm的重叠部。

在图7中，优选地在P至B1位置处存在0.2mm的重叠部，优选地在B 1至B位置处存在0.2mm的重叠部，优选地在B至T的位置处存在1.3mm的重叠部，优选地在P至A1位置处存在0.2mm的重叠部，优选地在A1至A位置处存在0.2mm重叠部，并且优选地在A至T位置处存在1.3mm的重叠部。

在图8中，优选地在P至B1位置处存在0.0mm的开口，优选地在B1至B位置处存在0.8mm的重叠部，优选地在B至T位置处存在0.7mm的重叠部，优选地在P至A1位置处存在0.4mm的开口，优选地在A1至A位置处存在0.4mm开口，并且优选地在A至T位置处存在1.9mm的重叠部。

在图9中，优选地在P至B1位置处存在0.7mm的开口，优选地在B1至B位置处存在1.5mm的重叠部，优选地在B至T的位置处存在0.0mm的开口，优选地在P至A1位置处存在1.1mm的开口，优选地在A1至A位置处存在1.1mm的开口，并且优选地在A至T位置处存在2.6mm的重叠部。

在图10中，优选地在P至B1位置处存在1.1mm的开口，优选地在B1至B位置处存在1.6mm的重叠部，优选地在B至T的位置处存在0.4的开口，优选地在P至A1位置处存在1.5mm的开口，优选地在A1至A位置处存在1.5mm开口，并且优选地在A至T位置处存在3.0mm的重叠部。

所描述的实施例仅涉及示例性实施例。不同实施例的所描述的结构的组合也是可能的。对于属于本发明的装置部件的附加特征，特别是那些尚未描述的，能够从附图中所示的装置部件的几何形状推断。

虽然已经示出并描述了本发明的具体实施例，但是可设想到，在不脱离本发明的精神和范围的情况下，本领域的技术人员可以构想出各种修改。例如，止回阀能够被设计为球或板式止回阀。

Claims

1.一种摆动马达凸轮轴调节器，其具有液压阀，所述液压阀包括：两个工作接口、供给接口和油箱接口，其中所述液压阀被配置成防止所述工作接口中的一个通向所述油箱接口，而所述供给接口使另一所述工作接口加压。

2.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，每个所述工作接口具有标准开口和利用凸轮轴交变扭矩产生的压力峰值的附加开口。

3.根据权利要求2所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，每个所述标准开口被配置成选择性地通向所述油箱接口。

4.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，所述液压阀被配置成允许从所述一个工作接口到所述另一个工作接口的再循环，同时防止所述一个工作接口通向所述油箱接口，并且同时所述供给接口使所述另一工作接口加压。

5.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，所述液压阀被配置成防止从所述一个工作接口到所述另一个工作接口的再循环，同时防止所述一个工作接口通向所述油箱接口，并且同时所述供给接口使所述另一工作接口加压。

6.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，在第一状态下，所述液压阀被配置成允许从所述一个工作接口到所述另一个工作接口的再循环，同时防止所述一个工作接口通向所述油箱接口，并且同时所述供给接口使所述另一个工作接口加压，并且其中，在第二状态下，所述液压阀被配置成防止从所述一个工作接口到所述另一个工作接口的再循环，同时防止所述一个工作接口通向所述油箱接口，并且同时所述供给接口使所述另一个工作接口加压。

7.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，所述液压阀包括阀芯和具有至少一个锥形台肩的螺栓中的至少一个。

8.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，所述液压阀包括阀芯和具有至少一个台肩的螺栓中的至少一个，所述台肩在所述台肩的至少一侧上具有鲨鱼鳍形状。

9.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，每个所述工作接口具有标准开口和用于利用作为凸轮轴交变扭矩的结果的压力峰值的附加开口，进一步包括在每个所述工作接口的所述附加开口上的止回阀。

10.根据权利要求9所述的摆动马达凸轮轴调节器，进一步包括在所述供给接口上的止回阀。

11.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，所述液压阀被配置成，随着所述液压阀从一个部分移动至另一个位置，逐渐允许从所述供给接口流动到所述一个工作接口，并且逐渐允许从所述另一个工作接口再循环到所述一个工作接口中。

12.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，所述液压阀被配置成，随着所述液压阀从第一部分移动至第二位置，当凸轮扭矩脉冲使所述一个工作接口的压力增加到超过所述第二工作接口和所述供给接口时，逐渐允许从所述供给接口流动到所述一个工作接口，并且工作接口供给接口逐渐允许从所述另一个工作接口再循环到所述一个工作接口中。

13.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，所述液压阀被配置成，随着所述液压阀从一个部分移动至另一个位置，逐渐允许从所述一个工作接口流动到所述油箱接口，并且逐渐允许所述一个工作接口再循环到所述另一个工作接口。

14.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，两个工作接口包括第一工作接口和第二工作接口，其中，所述液压阀被配置成提供：

第一状态，在所述第一状态期间，所述供给接口使所述第一工作接口加压，同时允许所述第二工作接口再循环到所述第一工作接口中并同时通向所述油箱接口；

第二状态，在所述第二状态期间，所述供给接口使所述第一口加压，同时所述第二工作接口再循环到所述第一工作接口，但是不通向所述油箱接口；和

第三状态，在所述第三状态期间，所述供给接口使所述第一口加压，同时防止所述第二工作接口再循环到所述第一工作接口，并且防止通向所述油箱接口。

15.根据权利要求1所述的摆动马达凸轮轴调节器，其中，所述两个工作接口包括第一工作接口和第二工作接口，其中，所述液压阀被配置成提供七个状态：

第一状态，在第一状态期间，所述供给接口使所述第一工作接口加压，同时所述第二工作接口允许再循环到所述第一工作接口中并且同时通向所述油箱接口；

第二状态，在所述第二状态期间，所述供给接口使所述第一口加压，同时所述第二工作接口再循环到所述第一工作接口，但是不通向所述油箱接口；

第三状态，在所述第三状态期间，所述供给接口使所述第一口加压，同时防止所述第二工作接口再循环到所述第一工作接口，并且防止通向所述油箱接口；

第四状态，在所述第四状态期间，防止所述第一工作接口和所述第二工作接口通过所述供给接口加压，并且防止通向所述油箱接口；

第五状态，在所述第五状态期间，所述供给接口使所述第二接口加压，同时防止所述第一工作接口再循环到所述第二工作接口，并且防止通向所述油箱接口；

第六状态，在所述第六状态期间，所述供给接口使所述第二接口加压，而所述第一工作接口再循环到所述第二工作接口，但是不通向所述油箱接口；和

第七状态，在第七状态期间，所述供给接口使所述第二工作接口加压，同时所述第一工作接口允许再循环到所述第一工作接口中并且同时通向所述油箱接口。