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Die Erfindung betrifft eine elektrohydraulische
Ventilsteuerung, insbesondere zur Steuerung eines
Gaswechselventils bei Verbrennungskraftmaschinen, mit
den im Oberbegriff des Anspruchs 1 genannten
Merkmalen.
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Stand der Technik
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Es ist bekannt, als Antriebsmaschine von
Kraftfahrzeugen Verbrennungskraftmaschinen einzusetzen.
Hierbei wird ein Luft-Kraftstoff-Gemisch in einem
Arbeitsraum verdichtet und gezündet. Die hierbei
entstehende Energie wird in mechanische Arbeit
umgesetzt. Bekannt ist, Luft beziehungsweise das Luft-
Kraftstoff-Gemisch dem Arbeitsraum über Ventile
zuzuführen (Einlassventile) beziehungsweise die
Verbrennungsprodukte über Ventile aus dem Arbeitsraum
abzuführen (Auslassventile). Einer Steuerung dieser
Ventile kommt für die Bestimmung eines Wirkungsgrades
der Verbrennungskraftmaschine eine große Bedeutung
zu. Insbesondere wird über die Steuerung der Ventile
der Gaswechsel im Arbeitsraum gesteuert.
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Bekannt ist, neben einer Nockenwellensteuerung auch
eine elektrohydraulische Ventilsteuerung einzusetzen.
Die elektrohydraulische Ventilsteuerung bietet die
Möglichkeit einer variablen oder vollvariablen
Ventilsteuerung, so dass eine Optimierung des
Gaswechsels und somit eine Steigerung des motorischen
Wirkungsgrades der Verbrennungskraftmaschine möglich
ist.
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Die elektrohydraulische Ventilsteuerung umfasst ein
hydraulisch betätigbares Steuerventil, dessen
Steuerventilkolben einen Ventilkörper der Einlass-
beziehungsweise Auslassventile betätigt und gegen einen
Ventilsitz (Ventilsitzring) führt (Schließen des
Ventils) oder von diesem wegbewegt (Öffnen des Ventils).
Über eine Drucksteuerung eines Hydraulikmediums lässt
sich das Steuerventil betätigen. Die Drucksteuerung
erfolgt hierbei über in den Hydraulikkreislauf
eingebundene Magnetventile. Um möglichst optimale
Gaswechsel erreichen zu können, sind möglichst hohe
Schaltgeschwindigkeiten des Steuerventils erwünscht.
Durch diese hohen Schaltgeschwindigkeiten trifft der
Ventilkörper der Einlass- beziehungsweise
Auslassventile mit hoher Geschwindigkeit auf den
Ventilsitzring. Hierdurch ergibt sich einerseits eine
Geräuschentwicklung und die Ventilpartner unterliegen einem
relativ hohen Verschleiß.
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Um die Schaltgeschwindigkeit des Steuerventils kurz
vor Auftreffen des Ventilkörpers auf den
Ventilsitzring zu reduzieren, ist bekannt, dem
Steuerventilkolben eine hydraulisch wirkende Ventilbremse zuzuordnen.
Diese Ventilbremse basiert auf der
Reduzierung eines Strömungsquerschnittes für das
Hydraulikmedium, so dass eine Dämpfungswirkung eintritt.
Nachteilig hierbei ist jedoch, dass die Bremswirkung der
Ventilbremse sehr stark von der Viskosität des
Hydraulikmediums, in der Regel Hydrauliköles, abhängig
ist. Die Viskosität des Hydraulikmediums wiederum ist
stark temperaturabhängig. Hieraus ergibt sich, dass
die Ventilwirkung der Ventilbremse und somit die
Auftreffgeschwindigkeit des Ventilkörpers auf den
Ventilsitzring stark temperaturabhängig ist.
Vorteile der Erfindung
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Die erfindungsgemäße elektrohydraulische
Ventilsteuerung bietet hingegen den Vorteil, dass die
Auftreffgeschwindigkeit des Ventilkörpers des
Gaswechselventils auf den Ventilsitz nahezu unabhängig von
einer Viskosität des Hydraulikmediums auf einen
vorgebbaren gleichbleibenden Wert reduziert werden kann.
Dadurch, dass die Ventilbremse eine
Temperaturkompensation für das Hydraulikmedium umfasst, ist
vorteilhaft möglich, aufgrund von temperaturbedingten
Viskositätsänderungen schwankende Bremswirkungen der
Ventilbremse zu kompensieren. Hierdurch kann die
Auftreffgeschwindigkeit des Ventilkörpers des
Gaswechselventils unabhängig von etwaigen
Temperaturschwankungen auf einen vorgebbaren Wert eingestellt werden.
Insbesondere ist hierdurch eine selbsttätige
mechanische Temperaturkompensation möglich.
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In bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung ist
vorgesehen, dass die Ventilbremse einen ersten
Hydraulikkreis umfasst, der den Bremskreis für das
Steuerventil bildet, und einen zweiten Hydraulikkreis
umfasst, der einen Kompensationskreis für den
Bremskreis bildet, wobei im Bremskreis und im
Kompensationskreis ein Hydraulikmedium mit im Wesentlichen
gleicher Temperatur eingesetzt ist. Hierdurch wird
die Temperaturkompensation in besonders einfacher
Weise möglich, da bei eventuellen
Temperaturänderungen des Hydraulikmediums im Bremskreis das
Hydraulikmedium im Kompensationskreis die gleiche
Temperaturänderung erfährt. Aufgrund der
Temperaturänderungen sich ergebende Viskositätsänderungen im
Bremskreis können somit unmittelbar berücksichtigt werden,
so dass die Bremswirkung der Ventilbremse auch bei
schwankenden Temperaturen konstant bleibt.
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Weitere bevorzugte Ausgestaltungen der Erfindung
ergeben sich aus den übrigen, in den Unteransprüchen
genannten Merkmalen.
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Zeichnungen
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Die Erfindung wird nachfolgend in einem
Ausführungsbeispiel anhand der zugehörigen Zeichnungen näher
erläutert. Es zeigen:
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Fig. 1 ein hydraulisches Schaltbild einer
elektrohydraulischen Ventilsteuerung und
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Fig. 2 eine Schnittdarstellung durch eine
Ventilbremse.
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Fig. 1 zeigt ein Schaltbild einer
elektrohydraulischen Ventilsteuerung 10 zur Steuerung eines
Gaswechselventils 12. Das Gaswechselventil 12 umfasst
einen Ventilkörper 14, dem ein als Ventilsitzring 16
ausgebildeter Ventilsitz zugeordnet ist. Der
Ventilsitzring 16 ist in einem hier lediglich angedeuteten
Zylinderkopf 18 einer Verbrennungskraftmaschine
angeordnet. Aufbau und Wirkungsweise derartiger
Gaswechselventile 12 sind allgemein bekannt, so dass
hierauf im Rahmen der vorliegenden Beschreibung nicht
näher eingegangen werden soll.
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Die Ventilsteuerung 10 umfasst eine hydraulische
Fördereinrichtung 20, mittels der ein Hydraulikmedium
- nachfolgend Hydrauliköl genannt - aus einem Ölsumpf
22 in einen Hochdruckspeicher 24 förderbar ist. Der
Hochdruckspeicher 24 ist über ein
Druckbegrenzungsventil 26 mit dem Ölsumpf 22 verbunden, so dass in
dem Hochdruckspeicher 24 ein definierter Öldruck
aufbaubar ist.
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Der Hochdruckspeicher 24 steht ferner über ein
Rückschlagventil 28 mit einem bistabilen Magnetventil 30
und einem ersten Druckraum 32 eines Steuerventils 34
in Verbindung. Das Steuerventil 34 besitzt einen
Steuerventilkolben 36, der dicht innerhalb eines
Zylinders 38 geführt ist. Der Steuerventilkolben 36
steht über ein Betätigungsmittel 40 mit dem
Ventilkörper 14 des Gaswechselventils 12 in Wirkverbindung.
Der Steuerventilkolben 36 trennt den ersten Druckraum
32 des Steuerventils 34 von einem zweiten Druckraum
42. Der zweite Druckraum 42 steht mit dem
Magnetventil 30 und über ein Rückschlagventil 44 mit dem
Hochdruckspeicher 24 in Verbindung. Ferner steht der
zweite Druckraum 42 über eine hydraulische
Ventilbremse 46 mit einem zweiten bistabilen Magnetventil
48 in Verbindung. In dem Zylinder 38 des
Steuerventils 34 mündet ferner ein Kanal 50, der
andererseits mit dem Magnetventil 48 in Verbindung steht.
Das Magnetventil 48 steht ferner mit einem
Niederdruckspeicher 52 in Verbindung, der über ein
Rückschlagventil 54 mit dem Ölsumpf 22 in Verbindung
steht.
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Die in Fig. 1 dargestellte Ventilsteuerung 10 zeigt
folgende Funktion:
Durch die Ventilsteuerung 10 kann das
Gaswechselventil 12 entweder geöffnet (in Fig. 1 nicht
dargestellt) oder geschlossen werden. Über die
hydraulische Fördereinrichtung 20 wird in dem
Hochdruckspeicher 24 ein vorgebbarer Druck des Hydrauliköls
aufgebaut. Durch Einstellung des
Druckbegrenzungsventils 26 kann die Höhe dieses Druckes bestimmt
werden. Bei Überschreiten eines durch das
Rückschlagventil 28 einstellbaren Betriebsdruckes öffnet das
Rückschlagventil 28, so dass das Hydrauliköl unter
diesem Betriebsdruck im Druckraum 32 des
Steuerventils 34 anliegt. Zum Öffnen des Gaswechselventils
12 werden die Magnetventile 30 und 48 derart
angesteuert, dass das Magnetventil 30 offen ist und das
Magnetventil 48 geschlossen ist. Bei offenem
Magnetventil 30 liegt der Betriebsdruck des Hydrauliköles
ebenfalls im Druckraum 42 an. Somit liegt in den
Druckräumen 32 und 42 der gleiche Betriebsdruck an.
Da jedoch die druckbeaufschlagte Fläche des
Steuerventilkolbens 36 im Druckraum 42 größer ist als im
Druckraum 32, wird der Steuerventilkolben 36 in
Richtung des Druckraumes 32 gedrängt. Hierdurch öffnet
das Gaswechselventil 12. Die Flächendifferenz der
druckbeaufschlagten Flächen des Steuerventilkolbens
36 zum Druckraum 42 beziehungsweise zum Druckraum 32
ergibt sich durch die Querschnittsfläche des
Betätigungsmittels 40 im Druckraum 32.
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Da das Magnetventil 48 geschlossen ist, besteht keine
Verbindung zum Niederdruckspeicher 52. Durch die
Stellbewegung des Steuerventilkolbens 36 wird der
Kanal 50 zum Druckraum 42 freigegeben, so dass die
Ventilbremse 46 im Leerlauf arbeitet und keine
Wirkung entfaltet.
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Soll das Gaswechselventil 12 geschlossen werden,
werden die Magnetventile 30 und 48 umgeschaltet, das
heißt, das Magnetventil 30 ist geschlossen und das
Magnetventil 48 ist geöffnet (wie in Fig. 1 jeweils
dargestellt).
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Bei geschlossenem Magnetventil 30 liegt der
Betriebsdruck des Hydrauliköls ausschließlich im Druckraum 32
an. Hierdurch wird der Steuerventilkolben 36 in
Richtung des Druckraumes 42 gedrängt, bis der
Ventilkörper 14 des Gaswechselventils 12 an dem Ventilsitzring
16 anschlägt. Während dieser Stellbewegung des
Steuerventilkolbens 36 ist der Kanal 50 zunächst noch
offen, so dass das sich im Druckraum 42 befindende
Hydrauliköl in den Niederdruckspeicher 52 gedrängt
wird. Sobald die obere Steuerkante des
Steuerventilkolbens 36 den Kanal 50 erreicht, wird dieser
geschlossen, so dass das Hydrauliköl aus dem Druckraum
42 über die Ventilbremse 46 und das Magnetventil 48
in den Niederdruckspeicher 52 gedrängt wird. Somit
setzt durch die Ventilbremse 46 kurz vor Erreichen
der Schließstellung des Gaswechselventils 12 eine
Bremswirkung ein, so dass die
Aufschlaggeschwindigkeit des Ventilkörpers 14 auf den Ventilsitzring 16
reduziert wird.
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Aufbau und Wirkungsweise der Ventilbremse 46 ist in
der Schnittdarstellung in Fig. 2 näher erläutert.
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Die Ventilbremse 46 besitzt ein Ventilgehäuse 60, das
einen Innenraum 62 ausbildet. Der Innenraum 62 geht
von einem durchmessergrößeren Abschnitt 64 über eine
Ringstufe 66 in einen durchmesserkleineren Abschnitt
68 über. In den Innenraum 62 ist ein Ventilkolben 70
geführt. Der Ventilkolben 70 besitzt eine Schulter
72, die einen geringeren Durchmesser besitzt als der
Abschnitt 64 des Innenraumes 62. Hierdurch kommt es
zwischen Schulter 72 und Ventilgehäuse 60 zur
Ausbildung eines Ringspaltes 74 mit einem mittleren
Spaltdurchmesser dm, der sich aus der Differenz des
Durchmessers des Innenraumes 62 im Abschnitt 64 zum
Durchmesser der Schulter 72 ergibt.
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Von der Schulter 72 erstreckt sich ein Fortsatz 76,
der in den Abschnitt 68 des Innenraumes 62 eingreift.
Der Fortsatz 76 besitzt einen Durchmesser, der dem
Durchmesser des Innenraumes 62 im Abschnitt 68
entspricht. Hierdurch ist der Fortsatz 76 im Abschnitt
68 dichtend geführt. An der Ringstufe 66 stützt sich
ein Federelement 78 ab, das andererseits an der
Schulter 72 gelagert ist.
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Im Abschnitt 68 mündet ein erster Kanal 77 und ein
zweiter Kanal 79 in den Innenraum 62. Der Kanal 77
steht mit dem Druckraum 42 des Steuerventils 34 und
der Kanal 79 mit dem Magnetventil 48 in Verbindung
(Fig. 1). Der Fortsatz 76 bildet im Bereich der
Kanäle 77 und 79 eine Ringnut 80 aus, wobei ein Grund
82 der Ringnut 80 sich von einer ersten Steuerkante
84 zu einer zweiten Steuerkante 86 erstreckt. Die
Geometrie des Grundes 82 ist hierbei so gewählt, dass
die konische Verjüngung nur vereinfacht, die
Geometrie des Grundes muss in Abhängigkeit von der
Druckdifferenz p1 - p2, der Federrate und dem
Viskositätsverhalten des Öles so ausgelegt werden, dass der
Druckabfall im Bremskreis immer gleich ist.
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Der Kanal 77, die Ringnut 80 und der Kanal 79 bilden
einen Bremskreis der Ventilbremse 46. Bei
abzubremsendem Ventilkörper 14 und somit abzubremsendem
Steuerventilkolben 36 liegt das Hydrauliköl über den
Kanal 77 an der Ventilbremse 46 an. Entsprechend der
Stellung des Ventilkolbens 70 bildet sich zwischen
der Steuerkante 84 und den Kanälen 77 beziehungsweise
79 ein Drosselspalt aus, über den das Hydrauliköl in
die Ringnut 80 gelangt. Die Geometrie der Ringnut 80
ist so ausgelegt, dass der Druck im Druckraum 42
keinen Einfluss auf den Drosselspalt und somit auf
die Bremswirkung hat (Druckkompensation).
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In den Bereich des Abschnitts 64 des Innenraumes 62
münden ein weiterer Kanal 88 sowie ein Kanal 90 in
den Innenraum 62. Der Kanal 90 mündet hierbei in
einer axialen Erstreckung zu dem Kanal 88 in den
Innenraum 62, die größer ist als eine axiale
Erstreckung der Schulter 72. Hierdurch stehen die
Kanäle 88 und 90 über den Ringspalt 74 in
Fluidverbindung miteinander. Der Kanal 88, der Ringspalt
74 und der Kanal 90 bilden einen Kompensationskreis
der Ventilbremse 46. Der Kanal 90 ist mit dem Ölsumpf
verbunden, so dass sich hier ein konstanter Druck
p2 einstellt. Der Kompensationskreis ist hydraulisch
vom Bremskreis der Ventilbremse 46 getrennt. Durch
geeignete konstruktive oder andere zusätzliche
Maßnahmen, die im Einzelnen nicht dargestellt sind, wird
sichergestellt, dass das Hydrauliköl im
Kompensationskreis im Wesentlichen die gleiche Temperatur
aufweist wie das Hydrauliköl im Bremskreis der
Ventilbremse 46.
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Für den Kompensationskreis gelten folgende
Beziehungen. Aufgrund einer Reibung im Ringspalt 74 tritt ein
Druckverlust Δp auf, so dass am Kanal 88 das
Hydrauliköl des Kompensationskreises unter einem Druck p1
steht, wobei gilt:
Δp = p1 - p2.
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Ein Volumenstrom ≙ im Kompensationskreis ergibt sich
nach folgender Beziehung:
wobei s die Spalthöhe, dm der mittlere
Spaltdurchmesser und 1 die Spaltlänge des Ringspaltes 74 sind.
η steht für die dynamische Viskosität des
Hydrauliköls im Kompensationskreis. Fügt man alle von der
Geometrie des Ringspaltes 74 abhängigen Faktoren zu
einer Geometriekonstante C zusammen, so gilt:
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Somit ergibt sich für den Druckverlust:
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Am Ventilkolben 70 stellt sich aufgrund der Drücke p1
und p2 sowie der Kraft des Federelementes 78
folgendes Kräftegleichgewicht ein:
wobei F die Federkraft des Federelementes 78 und A1
und A2 die druckbeaufschlagten Flächen der Schulter
72 des Ventilkolbens 70 sind. Löst man diese Formel
nach F auf und setzt für p1 = Δp + p2 und für
ein, so ergibt sich:
wobei R die Federrate und h die Federhöhe ist. Für
die Federhöhe h ergibt sich somit:
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Anhand dieser Beziehung wird deutlich, dass die Höhe
h des Federelementes 78 und somit die Lage des
Ventilkolbens 70 direkt abhängig von der dynamischen
Viskosität η des Hydrauliköls ist. Ändert sich die
dynamische Viskosität η des Hydrauliköls,
beispielsweise aufgrund einer Temperaturänderung, ändert sich
selbsttätig die Lage des Ventilkolbens 70. Hierdurch
erfolgt eine Kompensation einer temperaturabhängigen
Viskositätsänderung des Hydrauliköls.
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Bei geeigneter Auslegung des Ringspaltes 74 des
Federelementes 78 und der Ringnut 80 ist es somit
möglich, die Auftreffgeschwindigkeit des Ventilkörpers
14 auf den Ventilsitzring 16 unabhängig von der
momentanen Viskosität des Hydrauliköls konstant zu
halten.