DE4143581C2 - Motorbremse für eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine - Google Patents

Abstract

Beschrieben wird eine Motorbremse für eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine, mit jeweils außerhalb des Ausschubtaktes periodisch kurzzeitig aufsteuerbaren Ventilen, insbesondere im Bereich der Verdichtungs-/Zündumkehrpunkte der Arbeitskolben der Brennkraftmaschine aufsteuerbaren Auslaßventilen, wobei im Bereich des betreffenden Ventiltriebs ein Hydraulikkolben vorgesehen ist, der von einer durch eine Pumpe gespeisten Steuereinrichtung, beispielsweise in Form einer Hydraulikdruck-Verteilereinrichtung, über eine zugehörige Steuerleitung synchron mit der Motordrehzahl ansteuerbar ist. Auf der Pumpen-Druckseite ist ein einstellbares, vorzugsweise elektrisch ansteuerbares, Druckbegrenzungsventil (38, 76, 93) vorgesehen, durch dessen jeweilige Einstellung der Pegel des an der Steuereinrichtung bzw. der Hydraulikdruck-Verteilereinrichtung wirksamen Hochdrucks gesteuert wird.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Motorbremse für eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine mit den Merk­ malen des Oberbegriffs des Patentanspruchs 1.

In der nachveröffentlichten, jedoch auf einer älteren Anmeldung beim Deutschen Patentamt beruhenden DE 41 21 435 A1 ist eine nach dem Dekompressionsprin­ zip arbeitende Motorbremse beschrieben, die mit einer zentralen Verdrängerpumpe und einer synchron mit der Nockenwellendrehzahl umlaufenden Verteilerscheibe zur zeitlich korrekten Zuführung des Hochdrucks zu den Dekompressionsventil-Steuerleitungen und deren nach­ folgende getaktete Verbindung mit Niederdruck arbei­ tet. Auf der Pumpendruckseite ist zur Hochdruckabsi­ cherung ein federbelasteter Kolbenspeicher einge­ setzt. Hierdurch läßt sich in allen Betriebszuständen des Motors eine zeitlich exakte Ansteuerung der Ven­ tile bei sehr geringem vorrichtungstechnischen Auf­ wand sicherstellen.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die Motor­ bremse der gattungsgemäßen Art derart weiterzubilden, daß sich eine einfache, vorzugsweise stufenlose Ver­ änderung der Motorbremsleistung erzielen läßt.

Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentan­ spruchs 1 gelöst. Erfindungsgemäß ist auf der Pumpen-Druckseite ein einstellbares, vorzugsweise elektrisch steuerbares Druckbegrenzungsventil vorgesehen, durch dessen je­ weilige Einstellung der Pegel des Pumpenhochdrucks gesteuert wird. Erfindungsgemäß wurde nämlich er­ kannt, daß sich durch ein solches Druckbegrenzungs­ ventil die Motorbremsleistung überraschenderweise stufenlos verstellen läßt. Durch die erfindungsgemäß mögliche Variation des wirksamen Hochdruckpegels läßt sich somit in einfacher Weise die Motorbremsleistung variieren. Dies kann beispielsweise zum weichen Ein­ schalten der Motorbremse durch verlangsamtes rampen­ förmiges Ansteigen des Hochdrucks, gesteuert durch das Druckbegrenzungsventil, ausgenutzt werden. Wei­ terhin ist eine ABS-Einbindung möglich. Auch läßt sich die maximale Motorbremsleistung nun selektiv verändern.

Die Systemauslegung mit einer Fluidkammer konstanten Volumens (Volumenresonator) gemäß Anspruch 3 und mit einer Verteilerscheibe gemäß Anspruch 2 gibt bei die­ ser Möglichkeit der Motorbremsleistungs-Einstellung durch Hochdruckpegelvariation sehr günstige Wirkun­ gen, insbesondere, da die Funktion des Volumenresona­ tors im wesentlichen unabhängig von dem jeweils gera­ de eingestellten Hochdruckpegel ist.

Das Druckbegrenzungsventil, das vorzugsweise als vor­ gesteuertes Proportional-Druckbegrenzungsventil (DBE) ausgeführt ist, läßt sich hierbei nicht nur zur stu­ fenlosen Verstellung der Motorbremsleistung, sondern auch zur Umschaltung von Fahr- auf Bremsbetrieb sowie zur Druckabsicherung des Hochdruckkreises im Bremsbe­ trieb einsetzen. Mit nur einem einzigen Ventil lassen sich somit die Funktionen "Ein- und Ausschalten der Motorbremse", "Maximaldruckbegrenzung des System­ drucks" und "stufenlose Verstellung der Bremsleistung durch Druckvariation" erzielen. Insbesondere hin­ sichtlich der letzteren Funktion wurde erkannt, daß der Ausfahrweg der Betätigungskolben an den Dekom­ pressionsventilen direkt abhängig vom Druckniveau an der Pumpe ist.

Eine äußerst gute Steuerbarkeit ergibt sich, wenn das Druckbegrenzungsventil als Proportional-Druckbegren­ zungsventil ausgelegt ist. Über den Magnetstrom kann somit der Systemdruck in einfacher Weise gesteuert und variiert werden.

Unter Berücksichtigung des Vorstehenden wird mit der Erfindung folglich auch ein Verfahren zur variablen Einstellung der Bremsleistung einer Motorbremse ge­ schaffen, bei dem der an die Dekompressionsventile für deren Aufsteuerung angelegte Hochdruck entspre­ chend der gewünschten Bremsleistung variabel ist, was Gegenstand des Anspruchs 19 ist.

Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung sind in den weiteren Ansprüchen angegeben.

Bei der Weiterbildung gemäß Anspruch 2 werden die Steuerleitungen für die Dekompressionsventile über eine zentrale Verteilerscheibe gesteuert mit der Pum­ penhochdruckseite bzw. mit dem Niederdruck verbunden.

Erfindungsgemäß wird den einzelnen, getaktet aufsteuerbaren Ventilen eine zentrale Pumpe zugeord­ net, deren Ausgangsseite an einer Verteilereinrich­ tung anliegt, welche dann im Rhythmus des Motorbe­ triebs die Aufteilung des Hochdrucks auf die indivi­ duellen Steuerleitungen vornimmt. Hierdurch ergibt sich der Vorteil, daß mit einem verhältnismäßig klei­ nen Aufwand die Ansteuerung der einzelnen Hydraulic­ kolben zeitlich präzise durchgeführt werden kann.

Durch die zentrale Druckerzeugung kann auch der Steuerkreis vereinfacht werden. Weil die Verdränger­ pumpe synchron mit der Nockenwellendrehzahl läuft, ergibt sich der weitere Vorteil, daß die Fördermenge automatisch über den gesamten Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine an den Volumenstrombedarf der Mo­ torbremsventile angepaßt wird. So gelingt es einer­ seits, bei hohen Drehzahlen ausreichend große Strö­ mungsmittelmengen unter Betriebsdruck bereitzustel­ len; andererseits kann die Leistungsaufnahme der Pumpe bei niedrigen Drehzahlen minimal gehalten wer­ den. Durch die Verwendung einer zentralen, synchron mit der Nockenwellendrehzahl laufenden Verdrängerpum­ pe wird darüber hinaus der weitere Vorteil erzielt, daß Druckschwankungen in den Einzel-Steuerleitungen mit verhältnismäßig einfachen baulichen Maßnahmen ge­ glättet werden können. Dies kann beispielsweise mit einfachen Mitteln dadurch geschehen, daß der Pumpen­ ausgangsbereich mit einer Hochdruck-Puffereinrichtung beispielsweise in Form eines Hochdruck-Pufferkolbens verbunden wird, so daß die zeitliche Steuerung der einzelnen Motorbremsventile noch genauer erfolgen kann. Bereits im Saugbereich der zentralen Verdrän­ gerpumpe kann durch ein einziges Druckregelventil für eine sehr wirksame Glättung des Ansaugdrucks der Ver­ drängerpumpe gesorgt werden, was der Zeitsteuerung der einzelnen Hydraulikkolben weiter zugute kommt. Als Strömungsmittelquelle kann hierbei eine gewöhnli­ che Schmierölpumpe dienen.

Zur Pulsationsglättung im Hochdruckbereich wird gemäß Anspruch 3 eine Fluidkammer konstanten Volumens (Volumenresonator) eingesetzt, so daß Druckschwankun­ gen im Hochdruckbereich, die durch Auf- und Zusteuer­ vorgänge der Dekompressionsventile und den Pumpenbe­ trieb hervorgerufen werden können, zuverlässig ge­ glättet werden. Damit wird die Hochdruckseite stabi­ lisiert, wodurch die zeitlich exakte Steuerung der Dekompressionsventile weiter gefördert wird. Die Ver­ wendung eines Volumenresonators als Hochdruckspeicher für die Motorbremse anstelle eines federbelasteten Kolbenspeichers besitzt die Vorteile, daß keine be­ wegten Teile erforderlich sind und somit Verschleiß­ erscheinungen ausgeschaltet sind. Hierdurch ergibt sich eine äußerst hohe Lebensdauer. Weiterhin treten keinerlei Probleme bezüglich Eigenfrequenz und Dyna­ mik auf, so daß die Betriebseigenschaften äußerst stabil sind. Ferner ist der erforderliche bauliche Aufwand äußerst gering. Ein weiterer Vorteil besteht in der Möglichkeit der äußerst einfachen Anpassung des Speichervolumens an den Speicherbedarf. Auch ge­ genüber Kolben- und Membranspeichern mit Gasvorspan­ nung besitzt der Volumenresonator die Vorteile, daß keinerlei Vorspannungsverluste durch Gasdiffusion durch die Trennmembran oder die Kolbendichtung auf­ treten können. Ferner zeigt der Volumenresonator volle Funktion im gesamten Temperaturbereich, d. h. er arbeitet temperaturunabhängig. Darüber hinaus kann der Hochdruckbereich einfach entlüftet werden. Ver­ schleißerscheinungen von bewegten Teilen scheiden beim Volumenresonator gleichfalls aus.

Die stationäre Anordnung des Volumenresonators er­ laubt eine einfache Montage und Zugänglichkeit des Volumenresonators und bei Bedarf auch eine problemlo­ se Wartung bzw. Neujustierung. Die axiale Ausrich­ tung zwischen der Volumenresonator-Eintrittsöffnung und einem den Pumpenhochdruck führenden, mit dem Pum­ penrotor drehenden Kanal führt zu einer hochwirksamen Volumenresonatorfunktion, da Druckpulsationen direkt aus dem den Pumpendruck führenden Kanal in den Volu­ menresonator eingekoppelt und dort abgebaut werden. Der zwischen dem Volumenresonator und dem drehenden Kanal liegende Übergang zwischen drehendem und sta­ tionärem Bereich führt somit zu keinerlei Beeinträch­ tigung der Volumendämpfer-Funktion.

Die Anordnung der Austrittsöffnung des drehenden Ka­ nals in einer Kammer, in der sich neben der Volumen­ resonator-Eintrittsöffnung auch ein Druckbegrenzungs­ ventil befindet, ergibt einen verhältnismäßig kompak­ ten Aufbau. Speziell wenn die Kammer über ein Ein/Ausschaltventil wahlweise mit dem Niederdruckbe­ reich verbindbar ist, kommt der Kammer somit eine zentrale Drucksteuerfunktion auf engem Raum zu.

Gemäß einer anders gearteten Ausgestaltung der Erfin­ dung läuft der Volumenresonator mit dem Pumpenrotor um, d. h. er ist mit dem drehenden Teil der Motorbrem­ se verbunden. Hierdurch ergibt sich der zusätzliche Vorteil einer Verbesserung der Pulsationsglättung, da das Speichervolumen durchströmt wird. Ferner bietet sich nun die Möglichkeit der automatischen Entlüf­ tung, und zwar durch Ausnutzen der Zentrifugalkraft und der unterschiedlichen Dichte von Luft und Öl. Ferner ist - mit Ausnahme der Steuerebene zwischen umlaufender Verteilerscheibe und stationären Öffnun­ gen der Steuerleitungen - keine Drehdurchführung zum stehenden Teil erforderlich, so daß sich ein optima­ ler Wirkungsgrad bei äußerst geringer Leckage ergibt.

Speziell wenn der Volumenresonator in den Pumpenrotor integriert ist, resultieren die weiteren Vorteile, daß der vorhandene Bauraum optimal ausgenutzt wird, d. h. ein äußerst kompakter Aufbau der Motorbremse er­ zielt wird. Ferner kann selbst bei einem eventuellen Leck im Hochdruckbereich keine Leckage nach außen ge­ langen, so daß das System äußerst dicht ist.

Der Einsatz eines elastischen Ventilbands zur Abdich­ tung des Volumenresonators gegenüber der Pumpe ermög­ licht eine äußerst einfache Realisierung der Ventil­ funktion mit sehr geringem Montage- und Wartungsauf­ wand, wobei gleichzeitig mehrere in der Ebene des Ventilbands liegende Verbindungsöffnungen zwischen Pumpe und Volumenresonator selektiv entsprechend den gerade herrschenden Druckverhältnissen durch das Ven­ tilband geöffnet und geschlossen werden können.

Durch radialen und axialen Versatz der Zuström- und Abströmkanäle des Volumenresonators wird dessen Durchströmung noch weiter verbessert, so daß sich gleichzeitig auch die erzielbare Pulsationsglättung weiter erhöht.

Eine optimale Ausnutzung des Bauraums ergibt sich durch Anordnung einer Niederdruck-Dämpfungskammer im Inneren des Volumenresonators. Der hierbei entste­ hende Platz kann durch die Niederdruck-Dämpfungskam­ mer ausgefüllt werden, so daß ohne nennenswerte Erhö­ hung des Bauraums zugleich auch eine Niederdruckdämp­ fung erzielbar ist.

Die Niederdruck-Dämpfungskammer kann neben ihrer ei­ gentlichen Funktion der Niederdruck-Dämpfung auch die weitere Funktion der gewollten definierten Leckage ausüben, indem über das Passungsspiel ihres Kolbens ein definierter Fördermediumstrom abfließt. Dieser definierte Leckagestrom wird durch Zuführung einer entsprechenden Menge von Frischöl am Systemeingang ersetzt, das somit eine definierte Kühlung des Sy­ stems bewirkt. Der Dämpfungskammerkolben fungiert folglich zugleich als Dämpfungsdrossel für die Abfüh­ rung eines definierten Kühlstroms.

Eine besonders einfache bauliche Gestaltung ergibt sich, wenn der Pumpenhochdruck zur Verteilerscheibe auf deren den Steuerleitungen abgewandten Stirnfläche zugeführt wird. Das unter Hochdruck stehende Förder­ medium kann somit die Steuerscheibe axial durchströ­ men, so daß keine Umlenkverluste auftreten. Zugleich bewirkt der auf die Verteilerscheiben-Rückseite wir­ kende Hochdruck eine Vorspannung derselben in die Steuerebene, so daß satte, im wesentlichen leckage­ freie Anlage der Verteilerscheibe am stationären Teil gewährleistet ist.

Ferner ist die Steuerscheibe auch sehr einfach her­ stellbar, wenn sie ausschließlich axial verlaufende Kanäle zur Führung des Pumpenhochdrucks und des Nie­ derdrucks aufweist. Die Steuerscheibe kann dabei vor­ teilhaft aus gesintertem Keramikmaterial gefertigt sein, so daß sich hohe Abrieb- und Erosionsfestigkeit ergibt. Die Verteilerscheibe besitzt damit äußerst hohe Lebensdauer.

In vorteilhafter Ausgestaltung ist ein stationäres Druckbegrenzungsventil vorhanden, das konzentrisch zum Pumpenrotor angeordnet ist. Die konzentrische Ventilanordnung bringt den weiteren Vorteil, daß das Zusammenwirken mit dem im Rotor befindlichen Hoch­ druckabschnitt im Bereich möglichst kleiner Umfangs­ geschwindigkeiten stattfindet, so daß die Ventilfunk­ tion zuverlässig gewährleistet ist und Abrieb- und Reibungseffekte minimiert sind. Die letztgenannten Erscheinungen lassen sich durch Einsatz einer Axial- Drucküberführung noch weiter verringern.

Die Erfindung wird nachstehend anhand von Ausfüh­ rungsbeispielen unter Bezugnahme auf die Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigen:

Fig. 1 einen Schnitt durch die Steuerme­ chanik eines Ausführungsbeispiels der Motorbremse,

Fig. 2 einen Schnitt durch ein weiteres Ausführungsbeispiel der Motorbremse und

Fig. 3 ein schematisiertes Blockschaltbild eines Ausführungsbeispiels des hy­ draulischen Steuerkreises für die Motorbremse.

Das in Fig. 1 gezeigte Ausführungsbeispiel der Mo­ torbremse stimmt in weiten Teilen mit dem Ausfüh­ rungsbeispiel gemäß Fig. 2 der DE 41 21 435 A1 über­ ein. Abweichend davon ist jedoch u. a., daß der Nie­ derdruck-Pulsationsdämpfer 58 gemäß Fig. 2 der ge­ nannten Schrift durch einen Hochdruck- Volumenresonator 33 ersetzt und anstelle des Hoch­ druck-Pufferspeichers 56 gemäß Fig. 2 der genannten Schrift ein direkt wirkendes Druckbegrenzungsventil 34 in der Pumpe verwendet ist. Das Ausführungsbei­ spiel gemäß Fig. 1 kann - mit Ausnahme der vorste­ henden Unterschiede - in Verbindung mit einem hydrau­ lischen Steuerkreis eingesetzt werden, wie er in Fig. 1 der DE 41 21 435 A1 gezeigt und beschrieben ist.

In einem beim Erfindungsgegenstand aus mehreren Tei­ len 1, 2 bestehenden Gehäuse ist eine nachfolgend noch näher beschriebene Pumpe untergebracht, die ähn­ lich wie die Pumpe 18 gemäß der DE 41 21 435 A1 auf­ gebaut ist und ähnlich arbeitet. Die Teile 1, 2 des Gehäuses sind über mehrere Schrauben miteinander ver­ schraubt, von denen in Fig. 1 zwei in entgegenge­ setzter Richtung eingeschraubte Schrauben 3, 4 ge­ zeigt sind. Im Bereich der rechten Stirnseite des Ge­ häuses 1, 2 ist auf einen im Gehäuse drehbar gelager­ ten Pumpenrotor 5 ein Zahnrad 6 mittels einer zentri­ schen Schraube 7 angeschraubt. Über einen Stift 8 sind der Pumpenrotor 5 und das Zahnrad 6 gegenüber radialer Verdrehung gesichert, so daß der Pumpenrotor 5 und das Zahnrad 6 stets mit gleicher Drehzahl um­ laufen. Das Zahnrad 6 wird über seine Außenverzahnung durch ein weiteres Zahnrad derart angetrieben, daß seine Drehzahl stets der Nockenwellen-Drehzahl ent­ spricht. Aufgrund des nockenwellensynchronen Antriebs des Pumpenrotors variiert die Pumpenleistung automa­ tisch mit der Motordrehzahl und stellt somit im ge­ samten Drehzahlbereich jeweils den gerade benötigten Fluidstrombedarf sicher.

Der Pumpenrotor 5 ist an seinen beiden Seiten in La­ gern 9, 10 drehbar gelagert und besitzt in seinem mittleren Abschnitt mehrere, vorzugsweise fünf Ra­ dialbohrungen 11, die in gleichen Winkelabständen an seinem Umfang verteilt sind. In jeder Radialbohrung 11 ist jeweils ein becherförmiger, durch eine Feder nach außen vorgespannter Verdrängerkolben 12 angeord­ net, der sich mit seiner radial außenliegenden Boden­ fläche auf einer Laufrolle 13 abstützt. Alle Laufrol­ len 13 rollen auf einer exzentrisch gelagerten, den gesamten Umlaufbereich der Laufrollen 13 umschließen­ den Lauffläche 14 ab, so daß jeder Verdrängerkolben 12 bei einem Pumpenrotor-Umlauf einen Pumpen- und ei­ nen Saughub ausführt.

Jede Radialbohrung 11 bildet mit ihrem radial inner­ halb des Verdrängerkolbens 12 liegenden Volumen eine Arbeitskammer aus, die mit einer axial verlaufenden Druck- und Saugleitung 15 verbunden ist. Die Druck- und Saugleitung 15 steht mit einem Niederdruck-An­ saugbereich 16 über ein Ventil 17 in Verbindung, das als Rückschlagventil arbeitet und einen Fluidstrom vom Niederdruck-Ansaugbereich 16 zur Druck- und Saug­ leitung 15 und über diese weiter in die Arbeitskammer eines sich gerade nach außen bewegenden, d. h. einen Saughub durchführenden Verdrängerkolbens 12 erlaubt, während es einen Fluidstrom in Gegenrichtung sperrt.

Am Pumpenrotor 5 ist auf der dem Zahnrad 6 abgewand­ ten Seite der Radialbohrungen 11 eine Radialschulter 18 ausgebildet, an der eine konzentrisch zur Pumpen­ rotor-Achse liegende Steuer- bzw. Verteilerscheibe 19 anliegt. Diese ist durch einen Stift 20 drehfest mit dem Pumpenrotor 5 verbunden und läuft mit diesem um. Die Steuerscheibe 19 ist in axialer Richtung beweg­ lich auf dem Pumpenrotor 5 montiert und befindet sich mit ihrer dem Zahnrad 6 abgewandten Seite in gleiten­ der Anlage mit einer Stirnfläche 21 einer Gehäuse-In­ nenschulter. In der Stirnfläche 21 sind über den Um­ fang gleichmäßig verteilt nicht dargestellte Axial­ bohrungen vorgesehen, die jeweils in Anschlüsse für Einzel-Steuerleitungen münden, die ihrerseits zum De­ kompressionsventil (Auslaßventil oder separates zu­ sätzliches Ventil) des betreffenden Motorzylinders führen.

Durch die Steuerscheibe 19 werden die Steuerleitungen bei eingeschalteter Motorbremse aufeinanderfolgend taktgerecht mit Druck zum Öffnen des Dekompressions­ ventils versorgt und anschließend wieder druckentla­ stet, so daß das Dekompressionsventil wieder schließt. Die Steuerscheibe 19 kann die in der DE 41 21 435 A1 beschriebene Gestaltung haben.

Die Steuerscheibe 19 weist eine axial verlaufende, in der Höhe der Steuerleitungen liegende Bohrung 22 auf, die gegebenenfalls - in Draufsicht - Kreisbogenform besitzen kann und über eine Radialbohrung mit einem Ringraum 23 verbunden ist, der in etwa in der Mitte der radial innenliegenden Stirnfläche der Steuer­ scheibe 19 ausgebildet ist. Von den einzelnen Druck- und Saugleitungen 15 gehen Radial-Stichkanäle 24 aus, die bis zum Ringraum 23 führen. Zwischen den Radial- Stichkanälen 24 und dem Ringraum 23 befindet sich ein Ventilring 25, der durch ein elastisches Band gebil­ det ist. Der Ventilring 25 verlagert sich bei Druck­ beaufschlagung eines Radial-Stichkanals 24 an dieser Stelle radial nach außen in den Ringraum 23, so daß Fluid in den Ringraum 23 strömen kann. Wenn anderer­ seits der Druck im Ringraum 23 höher ist als der in einem Radial-Stichkanal 24 herrschende Druck, ver­ schließt der Ventilring 25 die Verbindung zwischen diesem Radial-Stichkanal 24 und dem Ringraum 23 fluid­ dicht. Auf beiden Seiten des Ringraums 23 befinden sich Dichtungen, die die Grenzfläche zwischen der Steuerscheibe 19 und dem Pumpenrotor 5 abdichten und somit eine Leckage sperren.

Der Ringraum 23 ist weiterhin mit Radial-Stichkanälen 26 verbunden, die sowohl in axialer Richtung als auch in Umfangsrichtung gegenüber den Radial-Stichkanälen 24 versetzt sind. Alle Radial-Stichkanäle 26 laufen in einer zentralen, in der Pumpenrotorachse liegenden axialen Bohrung 27 zusammen. Die zentrale Bohrung 27 geht in eine mittige Ausnehmung in einer Druckplatte 28 über, die auf der dem Zahnrad 6 abgewandten Stirn­ fläche des Pumpenrotors 5 aufgeschraubt ist. Die mit­ tige Ausnehmung der Druckplatte 28 setzt sich ihrer­ seits in einer Durchgangsbohrung 29 eines Axial- Gleitschuhs 30 fort, der im Gehäuse dichtend befe­ stigt und über einen Stift gegen Verdrehen gesichert ist. Die Durchgangsbohrung 29 ragt in eine Kammer 31 hinein und öffnet sich in diese.

In die Kammer 31 mündet fluchtend zur Durchgangsboh­ rung 29 und mit geringem Abstand zu deren Mündung ein Verbindungskanal 32 ein, der zu einem Volumenre­ sonator 33 führt. Der Volumenresonator 33 ist als Hochdruck-Volumendämpfer ausgelegt und konzentrisch zur Pumpenrotor-Achse 5 am Gehäuse angeschraubt. Der Volumenresonator 33 ist als langgestrecktes Rohr aus­ gebildet, dessen Stirnseiten mit Ausnahme des Kanals 32 abgedichtet sind und dessen Abmessungen (Durchmesser, Länge) so dimensioniert sind, daß sich im Einsatzfrequenzbereich sehr gute Dämpfungswir­ kungen für Druckstöße ergeben, die sich beim Auf- und Zusteuern der Dekompressionsventile einstellen.

Mit der Kammer 31 ist weiterhin ein direkt wirkendes Druckbegrenzungsventil 34 verbunden. Das Druckbegren­ zungsventil 34 ist vorzugsweise einstellbar, wobei die Zugangsöffnung über eine Schraube 35 verschließ­ bar ist. Das Druckbegrenzungsventil ist auf einen be­ stimmten Grenzdruck eingestellt und öffnet beim Über­ schreiten des Grenzdrucks, so daß ein Druckabbau aus der Kammer 31 über das Ventil 34 und entsprechende Bohrungen in die Niederdruck-Arbeitskammer 16 möglich ist. Durch diese, vorzugsweise einstellbare, Druckbe­ grenzung wird sichergestellt, daß sich im System kein unzulässig hoher Hochdruck aufbauen kann, der zu Be­ schädigungen der zu steuernden Teile oder der Dich­ tungen führen könnte.

In die Kammer 31 mündet weiterhin eine Bohrung 36, in der ein Schieber 37 eines Wegeventils 38 angeordnet ist. Das Wegeventil 38 ist elektrisch steuerbar und dient als Ein-/Ausschalter für die Einschaltung/Aus­ schaltung der Motorbremse. Der Schieber 37 ist in der Position gezeigt, die er bei eingeschalteter Motor­ bremse, d. h. erregtem Wegeventil 38 einnimmt. Bei nicht erregtem Wegeventil 38 ist der Schieber 37 zu­ mindest teilweise in das Wegeventil 38 hineingezogen, so daß die Bohrung 36 in Fluidverbindung mit einer axial verlaufenden Bohrung 39 gelangt, die ihrerseits in Fluidverbindung mit der Niederdruck-Arbeitskammer 16 steht. Auf gleicher axialer Höhe wie die Bohrung 39 befindet sich eine mit dieser und der Niederdruck- Arbeitskammer 16 in Verbindung stehende Bohrung 40, die an ihrer der Steuerscheibe 19 zugewandten Seite abgedichtet ist.

Parallel zur Pumpenrotor-Achse erstreckt sich ein Rohr 41, das einerseits im Gehäuse des Druckbegren­ zungsventils 34 und andererseits im Gehäuse 1 gehal­ ten ist und einen definierten Kühlvolumenstrom aus dem Pumpengehäuse abführt.

Der Niederdruck-Ansaugbereich 16 steht mit einer Ringkammer 42 in Verbindung, die einerseits mit der Druckentlastungsöffnung der Steuerscheibe 19 verbun­ den ist und andererseits vom Ausgangsdruck eines Druckregelventils 43 gespeist wird, das im Gehäuse­ teil 2 eingebaut ist und den Druck im Niederdruckbe­ reich auf einem gleichbleibenden Niveau von bei­ spielsweise 1,5 bar hält.

Die Motorbremse arbeitet wie folgt: Bei laufender Brennkraftmaschine liefert eine nicht dargestellte Schmierölpumpe Fluid unter Druck zum Druckregelventil 43, das den Druck auf ca. 1,5 bar reduziert. Mit die­ sem Druck wird der Niederdruckbereich der Motorbrem­ sen-Steuerung versorgt, und zwar der Ringraum 42 und der Niederdruck-Ansaugbereich 16. Durch den drehenden Pumpenrotor 5 werden die Laufrollen 13 zu einer Ab­ rollbewegung auf der Exzenter-Lauffläche 14 gezwun­ gen, so daß die Verdrängerkolben 12 abwechselnd Saug- und Druckhübe ausüben. In den Axialbohrungen, deren Verdrängerkolben 12 gerade einen Verdrängungshub durchführen, baut sich somit ein Druck auf, so daß der Ventilring 25 von den jeweils zugehörigen Radial- Stichkanälen 24 abhebt und Fluid in den Ringraum 23 strömen kann. Andererseits bewirken diejenigen Ver­ drängerkolben 12, die gerade einen Saughub durchfüh­ ren, eine derartige Druckdifferenz zwischen der Ring­ kammer 23 und den zu ihnen gehörenden Radial-Stichka­ nälen 24, daß der Ventilring 25 in diesen Bereichen geschlossen bleibt, so daß kein Fluid aus der Ring­ kammer 23 abgesaugt wird. Daher öffnet sich das Ven­ til 17, so daß aus dem Niederdruck-Arbeitsbereich 16 Fluid in die Arbeitskammer des sich radial nach außen bewegenden Verdrängerkolbens 12 nachströmen kann. Bei geöffnetem Wegeventil 38 strömt das in den Ringraum 122 geförderte Fluid über die hiermit verbundenen Ra­ dialkanäle 26 und die Zentralbohrung 27 in die Kammer 31 und gelangt über diese und die Bohrungen 36, 39 zurück zum Niederdruck-Arbeitsbereich 16. Damit schließt sich der Fluidkreislauf, so daß die Pumpe kurzgeschlossen ist und sich folglich kein Druck auf­ baut, der zur Betätigung der Dekompressionsventile ausreichen würde.

Um die Motorbremse zu aktivieren, wird das Wegeventil 38 umgeschaltet. Dadurch wird der bislang vorhandene Strömungsmittel-Kreislauf unterbrochen, so daß sich das Fluid in den Bohrungen 26, 27, 29 und in der Kam­ mer 31 aufstaut und ein Hochdruck aufgebaut wird. Dieser Hochdruck gelangt von dem Ringraum 23 zur Boh­ rung 22 in der Steuerscheibe 19 und wird über diese zeitgerecht zu den einzelnen Dekompressionsventilen übertragen, so daß diese jeweils am Ende eines Kom­ pressionshubs in den einzelnen Brennkraftmaschinenzy­ lindern geöffnet werden. Das nachfolgende Schließen der Dekompressionsventile erfolgt dann, wenn mit Nie­ derdruck verbundene Öffnungen in der Steuerscheibe 19 an der jeweils zugehörigen Steuerleitung des betref­ fenden Zylinders vorbeilaufen.

Druckschwankungen, die sich sowohl bei eingeschalte­ ter als auch bei abgeschalteter Motorbremse einstel­ len könnten, werden durch den Volumenresonator 33 stark gedämpft, so daß der Druck gut geglättet ist und demzufolge keine Gefahr einer fehlerhaften An­ steuerung der Dekompressionsventile zu gewärtigen ist. Auch führt der Abbau von Druckschwankungen zu einer Verringerung der mechanischen Schockwellenbela­ stung der einzelnen Komponenten. Weiterhin stellt der Volumenresonator zu Beginn der Ansteuerung eines De­ kompressionsventils kurzzeitig einen Volumenstrom be­ reit, der über die normale Pumpenfördermenge hinaus­ geht. Hierdurch kann die Pumpe kleiner dimensioniert werden.

In Fig. 2 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Motorbremse gezeigt. Bei diesem Ausführungsbeispiel ist der gesamte Hochdruckbereich einschließlich des Volumenresonators im rotierenden Teil untergebracht. Ein Pumpenrotor 44 ist an seiner rechten Seite (gesehen gemäß Fig. 2) verbreitert ausgebildet und umschließt einen internen Hohlraum 45, der als Volumenresonator dient und gegenüber der Atmosphäre abgedichtet ist. Der Pumpenrotor 44 trägt an seinem Außenumfang eine Außenverzahnung 46, über die er durch die nicht dargestellte Kurbelwelle der Brennkraftmaschine oder zwischengeschaltete Zahnräder antreibbar ist. Die Antriebsübersetzung ist so fest­ gelegt, daß der Pumpenrotor stets mit der Nockenwel­ len-Drehzahl umläuft. Der Pumpenrotor 44 ist in Gleitlagern 47 und 48 drehbar gelagert, von denen das Gleitlager 47 am Außenumfang des den Volumenresonator 45 umschließenden verbreiterten Rotorabschnitts und das Gleitlager 48 im linken Rotor-Endbereich (gesehen gemäß Fig. 2) angeordnet ist. Weiterhin ist ein Axial-Wälzlager 49 zur Lagerung des Pumpenrotors 44 vorhanden, das auf der der Außenverzahnung 46 abge­ wandten Seite des Gleitlagers 48 angeordnet ist und Axialkräfte aufnimmt, die im Druckfeld zwischen einer rotierenden Steuerscheibe 50 und einer stehenden An­ laufscheibe 51 entstehen.

Wie beim Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 ist auch bei vorliegendem Ausführungsbeispiel der Pumpenrotor 44 mit einer Mehrkolben-Verdrängerpumpe ausgestattet, und weist hierzu mehrere, vorzugsweise fünf, Radial­ bohrungen 52 auf, in denen sich nach außen federvor­ gespannte Verdrängerkolben 53 in radialer Richtung auf- und abbewegen können. Die Verdrängerkolben 53 liegen mit ihren radial außenliegenden Oberflächen an Laufrollen 54 und über diese an einer feststehenden Exzenter-Laufbahn 55 an. Bei der Pumpenrotor-Drehung werden somit die Verdrängerkolben 53 radial auf- und abbewegt und führen hierbei während der Auswärtsbewe­ gung einen Saughub und während der Einwärtsbewegung einen Druckhub aus.

Auf ihrer radial innerhalb der Verdrängerkolben 53 liegenden Seite sind die Radialbohrungen 52 mit axia­ len Bohrungen 56 verbunden, von denen jeweils ein ge­ mäß Fig. 2 nach oben führender Radial-Stichkanal 57 zum Volumenresonator 45 führt. Der Bereich der Aus­ trittsöffnungen der Radial-Stichkanäle 57 zum Volumen­ resonator 45 ist jeweils mit einem Ventil in Form eines umlaufenden Ventilbands 58 verschlossen, das bei einem Druckhub der Verdrängerkolben die Verbin­ dung zwischen dem Radial-Stichkanal 57 und dem Volu­ menresonator 45 freigibt, während es den Stichkanal 57 bei einem Saughub des zugehörigen Verdrängerkolbens 53 gegenüber dem Volumenresonator 45 abdichtet.

Die axiale Bohrung bzw. der axiale Kanal 56 ist wei­ terhin über einen axialen Kanal 59 mit einer Nieder­ druck-Dämpfungskammer 60 verbunden, die zentrisch im Inneren des Volumenresonators 45 angeordnet ist. Die Dämpfungskammer 60 dient zur Glättung von Druck­ schwankungen im Niederdruckbereich und ist mit einem durch eine Feder 61 beaufschlagten, in Axialrichtung verschiebbaren Kolben 62 versehen, der bei Druckstö­ ßen entsprechende Ausgleichsbewegungen ausführt und somit zum Abbau der Druckschwankungen beiträgt. An der der axialen Bohrung 59 zugewandten Stirnfläche des Kolbens 62 liegt an dessen Peripherie eine Ela­ stomerdichtung 63 an, die im Zusammenwirken mit dem federbeaufschlagten Kolben 62 bei Stillstand das Pum­ peninnere abdichtet.

Zwischen den Axialbohrungen 56 und 59 befindet sich jeweils ein Ventil 64, das als Saugventil bzw. als Ventilplatte ausgebildet ist. Das Ventil 64 öffnet, wenn der zugehörige Verdrängerkolben 53 einen Saughub ausführt, und gibt somit die Verbindung des axialen Kanals 56 mit der Dämpfungskammer 60, d. h. der Nie­ derdruckseite frei, während es bei Ausführung eines Druckhubs den Kanal 59 dichtend abschließt.

Die Zuführung des Niederdruckfluids zur Dämpfungskam­ mer 60 erfolgt in folgender Weise:

Ein Druckregelventil 65 ist in einem stationären Ge­ häuseteil 66 angeordnet und eingangsseitig mit der Druckseite einer nicht dargestellten Schmierölpumpe verbunden. Das Druckregelventil 65 regelt den Druck auf einen festen Wert von etwa 1,5 bar. Der geregelte Niederdruck wird über einen vom Druckregelventil 65 ausgehenden radialen Kanal 67 zu einem Ringraum 68 geführt und gelangt von diesem einerseits zur Steuer- bzw. Verteilerscheibe 50 und andererseits über einen radialen Kanal 69 im Pumpenrotor 44 zu einem axialen Kanal 70, der über den Durchgang einer Hohlschraube 71 in die Dämpfungskammer 60 mündet.

Die Hohlschraube 71 dient nicht nur zur Führung des Niederdrucks, sondern gleichzeitig auch zur mechani­ schen Befestigung eines die Dämpfungskammer 60 samt Kolben und Feder tragenden sowie die Kanäle 57 und 59 und das Ventil 64 enthaltenden Einsatzes 72, der ab­ gedichtet im Volumenresonator-Gehäuse aufgenommen ist.

Im Einsatz 72 befindet sich zumindest eine axial und radial gegenüber der Radialbohrung 57 versetzte, ständig offene radiale Bohrung 73, die das Innere des Volumenresonators 45 mit einer konzentrischen Axial­ bohrung 74 verbindet. Hierdurch wird ein zur Bohrung 74 ausreichender symmetrischer Fluidstrom sicherge­ stellt. Durch den gegenseitigen Versatz der Radial­ bohrungen 57 und 73 und einer später beschriebenen Bohrung 77 wird erreicht, daß das Volumenresonator- Volumen durchströmt wird, so daß die vom Volumen­ resonator 45 im Hochdruckbereich durchgeführte Pulsa­ tionsglättung noch weiter verbessert wird.

Die axiale Bohrung 74 verläuft teilweise durch den Einsatz 72 und im übrigen durch die Achse des Pumpen­ rotors 44 und mündet in eine Axial-Drucküberführung 75. Die Axial-Drucküberführung 75 wirkt mit einem elektrisch steuerbaren Druckbegrenzungsventil 76 zu­ sammen, das stationär gehalten ist.

Bei geöffnetem Druckbegrenzungsventil 76 kann das Fördermedium nahezu druckverlustlos über die Axial- Drucküberführung 75 durch das Druckbegrenzungsventil (DBE) 76 zum Niederdruck-Bereich strömen. Dies ent­ spricht dem Systemzustand Fahrbetrieb, bei dem die Motorbremse inaktiv ist. In diesem Systemzustand er­ gibt sich folgender Fluidstrom: Das vom Druckregel­ ventil 65 zur Dämpfungskammer 60 geströmte Fluid wird bei jedem Saughub über das Ventil 64 in die Bohrung 56 und den Pumpeninnenraum eingesaugt, wonach es beim anschließenden Pumphub über den Stichkanal 57 direkt in den Volumenresonator 45 strömt. Aus diesem gelangt das Strömungsmedium über den oder die Radialkanäle 73 zur zentralen Bohrung 74 und zur Axial-Drucküberfüh­ rung 75 zum Druckbegrenzungsventil 76, aus dem es na­ hezu drucklos auf die Pumpensaugseite über den Kanal 70 und das Innere der Hohlschraube 71 sowie die Dämp­ fungskammer 60 zurückströmen kann. Der Strömungsmedi­ um-Kreislauf ist damit kurzgeschlossen.

Bei eingeschalteter Motorbremse wird der Pumpen-Hoch­ druck durch das Druckbegrenzungsventil 76 festgelegt. Das Druckbegrenzungsventil ist vorzugsweise analog steuerbar, so daß die Größe des Strömungsmitteldurch­ satzes von der Axial-Drucküberführung 75 zum Kanal 70 analog zwischen Null und einem Maximum steuerbar ist. Als Folge hiervon ist der Pegel des sich einstellen­ den Pumpen-Hochdrucks über die Größe der elektrischen Ansteuerung des Druckbegrenzungsventils 76 variabel steuerbar. Das Druckbegrenzungsventil 76 wirkt somit wie eine hydraulische Dimmerschaltung. Zugleich wirkt das Druckbegrenzungsventil 76 auch als Überdruckven­ til, das bei Überschreiten eines Grenzdrucks automa­ tisch öffnet und hierdurch einen sofortigen Abbau des Pumpen-Überdrucks bewirkt.

Bei eingeschalteter Motorbremse - unter Festlegung des Pumpendrucks durch das Druckbegrenzungsventil 76 - gelangt das unter Hochdruck stehende Strömungs­ medium über einen axial vom Volumenresonator 45 aus­ gehenden Kanal 77 zu einer Drucküberführung 78, die auf der der Anlaufscheibe 51 abgewandten Steuerschei­ benseite anliegt. Über einen entsprechenden axialen Durchgang in der Steuerscheibe 50 gelangt das unter Hochdruck stehende Medium dann auf die gegenüberlie­ gende Steuerscheibenseite und strömt - bei entspre­ chender Orientierung - in einen (oder mehrere) Kanäle 79. Die Kanäle 79 sind in gleichen Umfangsabständen verteilt und münden schräg verlaufend in Abgänge 80. Die Abgänge 80 sind mit Steuerleitungen verbunden, die zu jeweils einem der Dekompressionsventile füh­ ren. Hierdurch werden die Dekompressionsventile takt­ gerecht aufgesteuert.

Die Steuerscheibe 50 ist mit weiteren axialen Durch­ gängen versehen, über die der vom Druckregelventil 65 abgegriffene Niederdruck von der Steuerscheiben-Rück­ seite auf die mit der Anlaufscheibe 51 ausgerichtete Steuerscheibenseite gelangen kann. Das unter Nieder­ druck stehende Strömungsmedium kann vom Ringraum 68 über entsprechende umfangsmäßige Ausnehmungen an der Außenseite der Steuerscheibe 50 zu den mit Nieder­ druck zu beaufschlagenden axialen Durchgängen geführt werden.

Wie beim Gegenstand der DE 41 21 435 A1 kann die Steuerscheibe an ihrer der Anlaufscheibe 51 zugewand­ ten Seite mit kreisbogenförmigen Schlitzen versehen sein, um die Einwirkdauer des Pumpenhochdrucks bzw. des Niederdrucks auf die Dekompressionsventile an die erforderlichen Werte anzupassen.

Bei der Steuerscheibe 50 sind somit lediglich axiale Durchgänge - und gegebenenfalls außenseitige Ausneh­ mungen zur Führung des Pumpensaugdrucks bis zu den entsprechenden axialen Ausnehmungen - erforderlich. Radiale Bohrungen können folglich entfallen. Dies hat den Vorteil, daß die Steuerscheibe 50 in einfacher Weise im Sinterverfahren aus Keramik herstellbar ist und daher äußerst hohe Erosionsfestigkeit und hohe Lebensdauer besitzt.

Durch den auf die Rückseite der Steuerscheibe 50 ein­ wirkenden Pumpen-Hochdruck im Bereich der Drucküber­ führung 78 wird die Steuerscheibe 50 zugleich auch hydraulisch gegen die Anlaufscheibe 51 vorgespannt, so daß sich eine dichtende Anlage ergibt.

Die Abgänge 80 sind in ein aus Stahl bestehendes Teil 81 integriert, das in das aus Aluminium bestehende Gehäuse 66 eingegossen ist.

Eine Kühlung des Strömungsmediums läßt sich in einfa­ cher Weise dadurch erhalten, daß über das Passungs­ spiel des Kolbens 62 ständig ein definierter Kühl­ strom abfließt, der durch Frischöl vom Druckregelven­ til 65 am Eingang des Systems ersetzt wird.

Auf der dem Volumenresonator 45 abgewandten Seite der Radialbohrungen 52 ist am Außenumfang des Pumpenro­ tors 44 eine Stahldrehdichtung 82 vorhanden, die an ihrem Außenumfang am feststehenden Gehäuseteil 66 an­ liegt und den saugseitigen Druckbereich gegen die At­ mosphäre abdichtet.

Weiterhin ist zwischen der Außenverzahnung 46 des Pumpenrotors 44 und dem Gleitlager 47 eine Elastomer­ dichtung 83 vorhanden, die als Leerlaufschutz im Stillstand dient.

In Fig. 3 ist ein schematisiertes Blockschaltbild des hydraulischen Steuerkreises für die Motorbremse gezeigt, wie er bei den Ausführungsbeispielen gemäß den Fig. 1 und 2 eingesetzt sein kann. Eine Schmierölpumpe 84 fördert Schmieröl von einem Tank 85 zu einem Druckregelventil 86, das den Druckregelven­ tilen 43 bzw. 65 gemäß den Fig. 1 und 2 entspricht und den Ausgangsdruck auf einen Wert von ca. 1,5 bar regelt. Eine den in den Fig. 1 und 2 gezeigten Ra­ dialkolbenpumpen mit Verdrängerkolben 12 bzw. 53 ent­ sprechende Pumpe 87 ist saugseitig mit dem Druckre­ gelventil 86 verbunden und wird gemeinsam mit einer Verteiler- bzw. Steuerscheibe 88 über ein Zahnrad 89 angetrieben, das den Zahnrädern 6 bzw. der Außenver­ zahnung 46 in den Fig. 1 und 2 entspricht. Das Zahnrad 46 wird mit einem Übersetzungsverhältnis von 1 : 2 durch ein Zahnrad 90 angetrieben, das mit einer Kurbelwelle 91 umläuft. Die Pumpe 87 arbeitet aus­ gangsseitig auf einen Volumenresonator 92, der aus­ gangsseitig einerseits mit einem Schlitz 88' der Steuerscheibe 88 und andererseits mit einem elek­ trisch steuerbaren, einstellbaren Druckbegrenzungs­ ventil 93 verbunden ist. Das Druckbegrenzungsventil 93 ist als Proportional-Druckbegrenzungsventil ausge­ bildet und ermöglicht gleichzeitig die Erfüllung fol­ gender Funktionen mit nur einem einzigen Ventil:

• 1. 1.) Umschaltung vom Systemzustand Fahrbetrieb mit drucklosem Umlauf des Fördermediums über das Druckbe­ grenzungsventil 93 auf den Systemzustand Bremsbe­ trieb, bei dem der an das Druckbegrenzungsventil 93 angelegte Magnetstrom den Systemdruck bestimmt;
• 2. 2.) Maximaldruckbegrenzung des Systemdrucks und
• 3. 3.) stufenlos verstellbare Bremsleistung durch Varia­ tion des Drucks im Hochdruckbereich.

Es wurde festgestellt, daß der Ausfahrweg der Betäti­ gungskolben der Dekompressionsventile direkt abhängig ist vom Druckniveau an der Pumpe 87. Durch Variation des Drucks über das Druckbegrenzungsventil 93 läßt sich somit in äußerst einfacher Weise die Motorbrems­ leistung stufenlos einstellen.

Das Druckbegrenzungsventil 93 ist ausgangsseitig mit der Saugseite der Pumpe 87 sowie über eine Drossel 94 mit dem Tank 85 verbunden. Über die Drossel 94 fließt ständig ein kleiner Leckstrom zum Tank 85 ab, der durch die Schmierölpumpe 84 durch kaltes Frischöl er­ setzt wird. Hierdurch ergibt sich eine automatische Kühlung des Motorbremssystems.

Ein kreisbogenförmiger Schlitz 88" ist mit der Saug­ seite der Pumpe 87 verbunden. Weiterhin gehen von der Steuerscheibe 88 Steuerleitungen 95 aus, die jeweils mit einem Dekompressionsventil 96 verbunden sind, um dieses taktgerecht öffnen und schließen zu können. Eine nähere Beschreibung der Wirkungsweise des Steu­ erkreises gemäß Fig. 3 findet sich in der DE 41 21 435 A1, wobei allerdings die in der dortigen Fig. 1 gezeigten Komponenten 44 und 56 durch das Druckbegrenzungsventil 93 ersetzt sind und anstelle des Hochdruckspeichers 54 gemäß Fig. 1 der genannten Schrift bei vorliegender Erfindung ein Volumenresona­ tor 92 eingesetzt ist.

Bei einem alternativen Ausführungsbeispiel der erfin­ dungsgemäßen Motorbremse ist es aber auch möglich, die Fluidkammer konstanten Volumens (Volumenresonator) 92 gemäß Anspruch 3 durch einen Kolben-Hochdruckspeicher zu ersetzen. Es ist auch möglich, die Steuereinrichtung gemäß Anspruch 1 nicht als Steuerscheibe 88 auszubilden, wie in den Figuren gezeigt ist, sondern den System-Hochdruck in anderer Weise taktgerecht auf die Dekompressionsventile 96 zu verteilen, beispielsweise durch Einfügung separat steuerbarer Schaltventile in die Steuerleitungen 95. Die variable Druckregelung mittels des Druckbegrenzungsventils 93 kann somit auch bei anders gearteten Motorbremsen zur variablen Mo­ torbremsleistung eingesetzt werden. Bevorzugt ist al­ lerdings der Einsatz einer Verteilerscheibe 88, da diese eine äußerst einfache Druckverteilung auf die einzelnen Steuerleitungen ermöglicht.

Claims (19)

1. Motorbremse für eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine, mit jeweils außerhalb des Aus­ schubtaktes periodisch kurzzeitig aufsteuerbaren Ventilen(96), insbesondere mit im Bereich der Ver­ dichtungsumkehr- bzw. Zündpunkte der Arbeitskolben der Brennkraftmaschine aufsteuerbaren Auslaßventi­ len, wobei im Bereich des betreffenden Ventiltriebs ein Hydraulikkolben vorgesehen ist, der von einer durch eine Pumpe (12, 53, 87) gespeisten Steuerein­ richtung (19, 50, 88), beispielsweise in Form einer Hydraulikfluid-Verteilereinrichtung, über eine zu­ gehörige Steuerleitung (95, 79) synchron mit der Motordrehzahl ansteuerbar ist, wobei auf der Pum­ pen-Druckseite ein Druckbegrenzungsventil (34, 76, 93) vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, daß das vorzugsweise elektrisch ansteuerbare Druckbegren­ zungsventil (34, 76, 93) einstellbar ist, wodurch der Pegel des an der Steuereinrichtung (19, 50, 88) wirksamen Hochdrucks gesteuert wird.

2. Motorbremse nach Anspruch 1, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Pumpe (12, 53, 87) als zentrale, vorzugsweise synchron mit der Nockenwellendrehzahl umlaufende, Verdrängerpumpe ausgebildet ist, und daß eine - vorzugsweise gleichfalls mit der Nocken­ wellendrehzahl umlaufende - Verteilerscheibe (19, 50, 88) der als Hydraulikfluid-Verteilereinrichtung ausgebildeten Steuereinrichtung die jeweiligen Steuerleitungen (95, 79) intermittierend mit dem Pumpen-Ausgangsdruck und einem Niederdruckbereich verbindet.

3. Motorbremse nach Anspruch 2, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Druckseite der Pumpe (12, 53, 87) zur Glättung von Druckpulsationen mit einer Fluid­ kammer konstanten Volumens (33, 45, 92) gekoppelt ist.

4. Motorbremse nach Anspruch 3, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Fluidkammer konstanten Volumens (33) stationär angeordnet ist.

5. Motorbremse nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Eintrittsöffnung der Fluid­ kammer konstanten Volumens (33) axial zu einem mit dem Pumpenrotor (5) drehenden, den Pumpendruck auf­ nehmenden Kanal (29) ausgerichtet ist (Fig. 1).

6. Motorbremse nach Anspruch 5, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Austrittsöffnung des Kanals (29) in eine Kammer (31) mündet, in der sich das Druck­ begrenzungsventil (34) befindet.

7. Motorbremse nach Anspruch 6, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Kammer (31) zur Ausschaltung der Motorbremse über ein Ventil (38) mit einem Nieder­ druckbereich, insbesondere dem Pumpen-Saugbereich, verbindbar ist.

8. Motorbremse nach Anspruch 3, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Fluidkammer konstanten Volumens (45) mit dem Pumpenrotor (44) umläuft (Fig. 2).

9. Motorbremse nach Anspruch 8, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Fluidkammer konstanten Volumens (45) in den Pumpenrotor (44) integriert ist.

10. Motorbremse nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Zuström- und Abströmkanäle (57, 73, 77) der Fluidkammer konstanten Volumens (45) gegeneinander in axialer und radialer Richtung versetzt sind.

11. Motorbremse nach einem der Ansprüche 3 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß im Inneren der Fluidkammer konstanten Volumens (45) eine Nieder­ druck-Dämpfungskammer (60) angeordnet ist (Fig. 2).

12. Motorbremse nach Anspruch 11, dadurch ge­ kennzeichnet, daß die Niederdruck-Dämpfungskammer (60) mit einem axial verschiebbaren Kolben (62) versehen ist, über dessen Passungsspiel das Förder­ medium abströmen kann.

13. Motorbremse nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein Kanal (77) für die Zuführung des Pumpenhochdrucks zur Verteilerscheibe (50) auf deren den Steuerleitungen (79) abgewandte Stirnfläche mündet (Fig. 2).

14. Motorbremse nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Vertei­ lerscheibe (50) ausschließlich axial verlaufende Kanäle zur Führung des Pumpenhochdrucks und des Niederdrucks zu den Steuerleitungen (79) aufweist (Fig. 2).

15. Motorbremse nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Vertei­ lerscheibe (50) aus gesintertem Keramikmaterial be­ steht (Fig. 2).

16. Motorbremse nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Druckbe­ grenzungsventil (76) stationär und konzentrisch zum Pumpenrotor (44) angeordnet ist (Fig. 2).

17. Motorbremse nach Anspruch 16, dadurch ge­ kennzeichnet, daß zwischen dem Druckbegrenzungsven­ til (76) und einem mit der Fluidkammer konstanten Volumens (45) verbundenen axialen Kanal (74) eine Axial-Drucküberführung (75) angeordnet ist.

18. Motorbremse nach nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß das Druckbe­ grenzungsventil (34, 76, 93) als Proportional- Druckbegrenzungsventil ausgebildet ist.

19. Verfahren zur variablen Einstellung der Bremsleistung einer nach einem der vorhergehenden Ansprüche ausgebildeten Dekompressions-Motorbremse, dadurch gekennzeichnet, daß der an die Dekompressionsventile (96) für deren Aufsteuerung angelegte Hochdruck (95) zur Erzielung einer ge­ wünschten Bremsleistung variiert wird (34, 76, 93).