EP0196441A1 - Valve control system - Google Patents

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EP0196441A1
EP0196441A1 EP86102176A EP86102176A EP0196441A1 EP 0196441 A1 EP0196441 A1 EP 0196441A1 EP 86102176 A EP86102176 A EP 86102176A EP 86102176 A EP86102176 A EP 86102176A EP 0196441 A1 EP0196441 A1 EP 0196441A1
Authority
EP
European Patent Office
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valve
piston
cam
annular
working space
Prior art date
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Granted
Application number
EP86102176A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP0196441B1 (en
Inventor
Bernhard Dipl.-Ing. Geringer
Ernst Dipl.-Ing. Linder
Helmut Dipl.-Ing. Rembold
Manfred Ing.Grad. Ruoff
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 EP0196441A1 publication Critical patent/EP0196441A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP0196441B1 publication Critical patent/EP0196441B1/en
Expired legal-status Critical Current

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    • 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
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/10—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic
    • F01L9/11—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic in which the action of a cam is being transmitted to a valve by a liquid column
    • F01L9/12—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic in which the action of a cam is being transmitted to a valve by a liquid column with a liquid chamber between a piston actuated by a cam and a piston acting on a valve stem
    • F01L9/14—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic in which the action of a cam is being transmitted to a valve by a liquid column with a liquid chamber between a piston actuated by a cam and a piston acting on a valve stem the volume of the chamber being variable, e.g. for varying the lift or the timing of a valve
    • 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
    • F01L1/20—Adjusting or compensating clearance
    • F01L1/22—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically
    • F01L1/24—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically
    • F01L1/245—Hydraulic tappets
    • F01L1/25—Hydraulic tappets between cam and valve stem
    • 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
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • F01L13/0031—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque by modification of tappet or pushrod length
    • 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
    • F01L1/344—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 changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/3442—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 changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/34423—Details relating to the hydraulic feeding circuit
    • F01L2001/34446—Fluid accumulators for the feeding circuit

Definitions

  • the invention relates to a valve control device for reciprocating piston internal combustion engines according to the preamble of claim 1.
  • valve control device with the characterizing features of claim 1 has the advantage that the harmful compression volume has been reduced by the not inconsiderable volume of the pressure spring by accommodating the cam piston pressure spring outside the work area.
  • the speed limit for the control intervention can thus be raised considerably.
  • a further reduction in the harmful compression volume is achieved by the measures taken in the embodiment of the invention according to claim 5.
  • a desired path-time characteristic adapted to the type of internal combustion engine, can be achieved by the possible design of the cylindrical axial flank of the valve piston step specified in claims 8-10.
  • the annular space is supplied with pressure medium without resistance and without generating negative pressure during the renewed piston stroke of the cam and valve pistons and flows through the check valve from the working space to the annular space.
  • the damping pressure builds up in the annular space, it is sealed off from the pressure-free working space by the check valve.
  • An advantageous embodiment of the invention also results from claim 14.
  • the compression support when opening the shut-off valve achieves very short switching times.
  • the design of the solenoid valve as a closer has the advantage that the solenoid valve opens in the event of a power failure and the inlet valve of the internal combustion engine can no longer be opened due to the associated lack of pressure in the working space. This means that no fuel mixture gets into the combustion chamber and the internal combustion engine goes out.
  • the magnetic force of the solenoid valve is designed so that the solenoid valve also against large dynamic pressures can be closed from the work space during the pressure medium drainage process. This ensures that the working space can be closed during the cam rise cycle and thus the intake valve of the internal combustion engine can only make a partial path from the outset.
  • the valve control device for a reciprocating piston internal combustion shown partially schematically in FIG. 1
  • the machine has a housing 11 mounted on a valve housing 10 of the internal combustion engine, in which a housing chamber 12 is introduced in such a way that it is essentially flush with a spring chamber 14 that accommodates two kbaxial valve closing springs 13, 66.
  • the valve closing springs 13, 66 are supported on the one hand on the bottom of the spring chamber 14 and on the other hand on a pressure piece 16 rigidly connected to a valve tappet 15.
  • the valve tappet 15, which projects into an inlet valve 17 of the internal combustion engine, carries at the end a valve member 18 which cooperates with a valve seat 19 arranged in the valve housing 10.
  • a housing block 20 having a central, axially continuous housing bore 21 is inserted from below into the housing chamber 12.
  • a valve piston 22 which is loosely connected to the valve tappet 15 and a piston part 23 of a cam piston 24 arranged above it can be axially displaced.
  • the valve piston 22 and the piston part 23 of the cam piston 24 delimit a working chamber 25 which can be filled with oil via an oil feed line 26 from a storage chamber 27 or from a spring accumulator 28 with a pressure relief valve 29.
  • the two-part cam piston 24 also has a cup or cap-like guide part 30 which concentrically overlaps the piston part 23 and is axially displaceably guided in the housing chamber 12, which also takes over the function of a guide chamber.
  • the piston part 23 lies with its end facing away from the working space 25 against the bottom of the cup-like guide part 30 and carries in this area an annular flange 31, on which one as cylindrical coil spring engages pressure spring 32.
  • the pressure spring 32 concentrically surrounds the piston part 23 and the working space 25 and is supported on the outside of the housing block 20. By means of this pressure spring 32, the piston part 23 is pressed against the guide part 30 of the cam piston 24 and the latter against a valve control cam 33 which is seated on a camshaft 34 in a rotationally fixed manner.
  • the pressure spring 32 is dimensioned such that the system described is reliably guaranteed in all acceleration states of the cam piston 24.
  • Very small bores 35 or 36 or bores with nozzles or orifices are provided centrally in the piston part 23 and in the guide part 30 of the cam piston 24. These bores can be used to express any gas inclusions in the oil of the working space 25 which rise upwards in the working space 25 to the piston surface of the piston part 23. In addition, there is a side effect of low oil leakage between valve control cam 33 and cam piston 24, so that the friction losses of the cam drive are reduced.
  • the oil supply line 26 has two parallel line branches 37, 38.
  • a check valve is arranged, which is designed as a 2/2-way solenoid valve 39.
  • a check valve 40 designed as a plate valve, the blocking direction of which is directed away from the working space.
  • a third line branch 42 which via a pump 43, opens into a branch point 41 of the oil supply line 26, which lies between the parallel line branches 37, 38 and the spring accumulator 28
  • Oil filter 44 and a check valve 45 is supplied with oil from the reservoir 27.
  • the oil supply line 26 is designed to be of very small volume, in particular in the line section between the working space 25 and the solenoid valve 39.
  • the line branch 38 with the check valve 40 arranged at the beginning is relatively large in volume and serves as an oil calming space.
  • the spring accumulator 28 is designed so that during operation only relatively small amounts of oil flow through the pressure relief valve 29 into a return tank 46 and from there via a return channel 47 in the housing 11 and in the valve housing 10 to the reservoir 27.
  • valve brake is provided on the valve piston 22, which causes a damping of the end position of the valve member 18 which freely falls back into its valve seat 19 during the valve closing movement.
  • valve piston 22 and housing block 20 which is shown enlarged in FIG.
  • valve piston 22 has for this purpose a step 48 on its end face delimiting working space 25 with an annular radial shoulder 49 projecting towards wall 51 of housing bore 21 and one cylindrical axial flank 50 on from the wall 51 of the housing bore 21 is a flange-like annular projection 52 which delimits an annular space 54 with the radial shoulder 49 and whose radial extent is dimensioned such that between the axial flank 50 of the annular step fung 48 and the cylindrical annular surface 53 of the annular projection 52 an annular gap 55 adjoining the annular space 54 in the axial direction remains with an axial extension.
  • the cylindrical axial flank 50 of the step 48 is designed in a step-like manner in FIG.
  • the axial flank 50 can also be beveled or convexly curved, the beveling or the curvature beginning with a certain axial distance from the radial shoulder 49 of the step 48. In these two cases too, the distance between the axial flank 50 and the annular surface 53 of the annular projection 52 increases increasingly in the direction of the end face of the valve piston, and thus the annular gap 55.
  • annular space 54 is increasingly closed via the annular gap 55 which narrows with increasing overlap of the axial flank 50 of the gradation 48 and the annular surface 53 of the annular projection 52 and thereby causes more and more after the oil to be squeezed out here via the annular gap 55 Pressure builds up, an end position damping of the valve piston 22 and thus, via the valve tappet 15 coupled to this, an end position damping of the inlet valve 17 of the internal combustion engine.
  • a check valve 56 is integrated in the valve piston 22 so that the annular space 54 is well supplied with oil without resistance and without generating negative pressure when the movement cycle starts again, that is to say with the valve piston 22 moving downward in the drawing.
  • the axial channel 58 opening into the working space 25 carries at its mouth in the valve chamber 57 a valve seat 61, onto which a ball 62 is pressed by a spring 63.
  • the ball 62 When pressure builds up in the working space 25, the ball 62 is lifted off the valve seat 61, and oil can flow from the working space 25 via the channels 59, 60 into the annular space 54, so that the latter is supplied with oil.
  • the ball 62 seals the valve seat 61, so that no oil can flow from the annular space 54 via the axial channel 58 into the working space 25 and the end position damping is effective as described.
  • a position measuring device 64 is coupled to the valve piston 22 for the continuous monitoring of the movement of the inlet valve 17.
  • the displacement measuring device 64 is accommodated in the spring chamber 14 together with the valve closing spring 13.
  • the displacement measuring device 64 consists of a measuring bell 65 made of non-magnetic material, e.g. made of aluminum or titanium, and is applied from the one to the valve closing spring 13 coaxial valve closing spring 66 to the pressure piece 16.
  • This measuring bell 65 is immersed in the movement of the valve tappet 15 in an induction field and changes this by the eddy current field generated in it.
  • the change in the induction field is a measure of the distance traveled by the valve lifter 15.
  • the induction field is generated by an induction coil 67, which is contained in an aluminum tube 68, which in turn is held in the spring chamber 14.
  • the 2/2-way solenoid valve 39 arranged in the oil supply line 26 is designed as a closer, i.e. it closes when the magnet is excited and opens when the magnet is switched off. This has the advantage that the solenoid valve 39 remains open in the event of a power failure and releases the opening cross section of the oil supply line 26.
  • oil can thus flow out of the working space 25, so that the stroke movement of the cam piston 24 is not transmitted to the valve piston 22.
  • the valve piston 22 maintains its rest position shown in FIG. 1 and the inlet valve 17 remains closed despite the rotation of the cam 33, so that no fuel mixture can get into the combustion chamber of the internal combustion engine and the engine runs out.
  • the solenoid valve 39 works with compression support from the working space 25.
  • valve stem 69 forming the valve member is designed so that the pressure from the working space 25 acts on the annular shoulder of the stepped valve stem 69 and throws it open when the magnetic excitation is switched off.
  • the magnet of the solenoid valve 39 is designed so that the solenoid valve 39 can also be closed against high dynamic pressures during drainage processes from the work space. This ensures that the work space 25 can be closed even during the cam rising cycle.
  • the closing process of the inlet valve 17 can be initiated by switching off the solenoid valve 39 at any time - even while the cam piston 24 is moving downward in FIG. 1.
  • the solenoid valve 39 opens and, under the action of the valve closing spring 13, the valve piston 22 can move upward in the spring accumulator 28 by pushing oil out of the working space 25 via the opened solenoid valve 39.
  • the described end position damping sets in, so that the valve member 18 is damped and does not abut abruptly on the valve seat 19.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)

Abstract

Bei einer Ventilsteuervorrichtung für Hubkolben-Brennkraftmaschinen mit einem auf einen Ventilstößel (15) entgegen einer Ventilschließfeder (13) einwirkenden axial verschiebbaren Ventilkolben (22), mit einem mittels einer Andruckfeder (32) an einem Ventilsteuernokken (33) angelegten axial verschiebbaren Nockenkolben (24) und mit einem vom Ventilkolben (22) und Nockenkolben (24) begrenzten Arbeitsraum (25), der mit einem die Hubbewegung des Nockenkolbens (24) auf den Ventilkolben (22) übertragenden Druckmittel füllbar ist, ist zwecks Reduzierung des schädlichen Kompressionsvolumens im Arbeitsraum (24) die am Nockenkolben (24) angreifende Andruckfeder außerhalb des Arbeitsraums (25) angeordnet und stützt sich gehäusefest ab. Die durch ein Sperrventil (39) absperrbare Druckmittel-Zuleitung (26) zum Arbeitsraum (25) ist in dem Zuleitungsabschnitt zwischen Arbeitsraum (25) und Sperrventil (39) extrem kleinvolumig ausgebildet.In a valve control device for reciprocating piston internal combustion engines with an axially displaceable valve piston (22) acting on a valve tappet (15) against a valve closing spring (13), with an axially displaceable cam piston (24) applied to a valve control cam (33) by means of a pressure spring (32). and with a working space (25) delimited by the valve piston (22) and cam piston (24), which can be filled with a pressure medium which transmits the stroke movement of the cam piston (24) to the valve piston (22), in order to reduce the harmful compression volume in the working space (24 ) the pressure spring acting on the cam piston (24) is arranged outside the working space (25) and is supported on the housing. The pressure medium feed line (26) to the work area (25), which can be shut off by a shutoff valve (39), is of extremely small volume in the feed line section between the work area (25) and the shutoff valve (39).

Description

Stand der TechnikState of the art

Die Erfindung geht aus von einer Ventilsteuervorrichtung für Hubkolben-Brennkraftmaschinen nach der Gattung des Anspruchs 1.The invention relates to a valve control device for reciprocating piston internal combustion engines according to the preamble of claim 1.

Bei einer bekannten Vorrichtung dieser Art (DE-OS 31 35 650) ist die den Nockenkolben an den Ventilsteuernocken anlegende Andruckfeder im druckmittelgefüllten Arbeitsraum zwischen Nockenkolben und Ventilkolben angeordnet und stützt sich an diesen beiden Kolben ab. Bei dieser Vorrichtung hat man festgestellt, daß durch relativ großes schädliches Kompressionsvolumen im Arbeitsraum die Drehzahlgrenze, bei welcher ein Steuereingriff, d.h. eine Druckmittelabsteuerung aus dem Arbeitsraum, noch möglich ist, relativ niedrig liegt. Bei höheren Drehzahlen treten in dem Arbeitsraum Druckschwingungen auf, die in ihren niedrigen Druckwerten unter den Druckwerten des Druckmittelversorgungsdrucks liegen und damit wegen Fehlens eines hinreichend großen Druckgefälles zwischen Versorgungsdruck und Druck im Arbeitsraum keinen Steuereingriff mehr zulassen.In a known device of this type (DE-OS 31 35 650), the pressure spring engaging the cam piston on the valve control cams is arranged in the pressure-filled working space between the cam piston and the valve piston and is supported on these two pistons. With this device, it has been found that the relatively high harmful compression volume in the work area means that the speed limit at which control intervention, ie pressure medium control from the work area, is still possible is relatively low. At higher speeds, pressure vibrations occur in the work area, which in their low pressure values are below the pressure values of the pressure medium supply pressure and therefore no longer allow any control intervention due to the lack of a sufficiently large pressure differential between supply pressure and pressure in the work area.

Vorteile der ErfindungAdvantages of the invention

Die erfindungsgemäße Ventilsteuervorrichtung mit den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 1 hat demgegenüber den Vorteil, daß durch die Unterbringung der Nokkenkolben-Andruckfeder außerhalb des Arbeitsraums das schädliche Kompressionsvolumen um das nicht unbeträchtliche Volumen der Andruckfeder verringert worden ist. Damit kann die Drehzahlgrenze für den Steuereingriff beträchtlich angehoben werden.The valve control device according to the invention with the characterizing features of claim 1 has the advantage that the harmful compression volume has been reduced by the not inconsiderable volume of the pressure spring by accommodating the cam piston pressure spring outside the work area. The speed limit for the control intervention can thus be raised considerably.

Eine weitere Reduzierung des schädlichen Kompressionsvolumens wird durch die in der Ausführungsform der Erfindung gemäß Anspruch 5 getroffenen Maßnahmen erzielt.A further reduction in the harmful compression volume is achieved by the measures taken in the embodiment of the invention according to claim 5.

Durch die in den weiteren Ansprüchen angegebenen Maßnahmen sind vorteilhafte Weiterbildungen und Verbesserungen der im Anspruch 1 angegebenen Ventilsteuervorrichtung möglich.The measures specified in the further claims allow advantageous developments and improvements of the valve control device specified in claim 1.

Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich dabei aus Anspruch 2. Durch diese Maßnahmen wird eine durch die Verlegung der Andruckfeder erforderliche konstruktive Änderung des Nockenkolbens in technisch vorteilhafter Weise erreicht.An advantageous embodiment of the invention results from claim 2. These measures result in a constructive change of the cam piston required by the laying of the pressure spring in a technically advantageous manner.

Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich auch aus Anspruch 3. Durch die zweiteilige Ausbildung des Nockenkolbens ist der Kolbenteil an den am Ventilsteuernocken anliegenden Führungsteil nur angelenkt und damit zugentkoppelt, so daß unnötige Reibung bei virtuellen Bewegungen des Kolbens während des Arbeitsspiels vermieden wird.An advantageous embodiment of the invention also results from claim 3. Due to the two-part design of the cam piston, the piston part is on the Ven tilsteuernocken adjacent guide part only articulated and thus decoupled so that unnecessary friction during virtual movements of the piston during the working cycle is avoided.

Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich auch aus Anspruch 4. Durch diese Ausbildung der Andruckfeder ist sichergestellt, daß der Kolbenteil immer an dem Führungsteil und dieser stets an dem Ventilsteuernocken anliegt.An advantageous embodiment of the invention also results from claim 4. This design of the pressure spring ensures that the piston part always bears on the guide part and this always lies on the valve control cam.

Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich auch aus Anspruch 6. Durch diese sehr kleinem Bohrungen oder Bohrungen mit Düse oder Blende, die im Kolbenteil und Führungsteil fluchten, wird eine Ausgasung des Druckmittelvolumens sichergestellt und so weiteres schädliches Kompressionsvolumen abgebaut. Zugleich wird durch kleine, über die Bohrungen austretende Druckmittelmengen eine Schmierung zwischen Ventilnokken und Nockenkolben und damit eine Verringerung der Reibungsverluste erreicht.An advantageous embodiment of the invention also results from claim 6. These very small bores or bores with nozzle or orifice, which are aligned in the piston part and guide part, ensure that the volume of pressure medium is outgassed and further harmful compression volume is reduced. At the same time, small amounts of pressure medium escaping through the bores result in lubrication between the valve cam and the cam piston, thereby reducing the friction losses.

Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich aus Anspruch 7. Durch diese Maßnahmen wird beim Absteuervorgang, also beim Aussteuern von Druckmittel aus der Arbeitskammer, und bei dadurch zurückkehrendem Ventilkolben über den mit steigender Überlappung von Vorsprung der Gehäusebohrungswand und Abstufung des Gewindekolbens sich stufenweise und kontinuierlich verengenden Ringspalt der Ringraum zunehmend geschlossen und dadurch nach Ausquetschen des hier vorhandenen Druckmittels über den Ringspalt ein Druck aufgebaut, der eine Endlagendämpfung des Ventilkolbens und damit eine Endlagendämpfung des frei zurückfallenden Ventils der Brennkraftmaschine bewirkt.An advantageous embodiment of the invention results from claim 7. These measures during the control process, that is, when controlling pressure medium from the working chamber, and when the valve piston returns as a result of this, gradually and gradually narrowing with increasing overlap of the projection of the housing bore wall and gradation of the threaded piston Annular gap, the annular space increasingly closed and, after squeezing out the pressure medium present here, a pressure is built up via the annular gap, which effects end position damping of the valve piston and thus end position damping of the freely falling valve of the internal combustion engine.

Durch die in den Ansprüchen 8 - 10 angegebene mögliche Ausbildung der zylinderförmigen Axialflanke der Ventilkolben-Abstufung kann eine gewünschte, an den Typ der Brennkraftmaschine angepaßte Weg-Zeit-Charakteristik erzielt werden.A desired path-time characteristic, adapted to the type of internal combustion engine, can be achieved by the possible design of the cylindrical axial flank of the valve piston step specified in claims 8-10.

Durch die in Anspruch 11 angegebenen Maßnahmen wird beim erneuten Kolbenhub von Nocken- und Ventilkolben der Ringraum ohne Widerstand und ohne Erzeugung von Unterdruck mit Druckmitteln versorgt, das über das Rückschlagventil vom Arbeitsraum zum Ringraum fließt. Beim Dämpfungsdruckaufbau im Ringraum ist dieserdurch das Rückschlagventil zum drucklosen Arbeitsraum hin abgedichtet.As a result of the measures specified in claim 11, the annular space is supplied with pressure medium without resistance and without generating negative pressure during the renewed piston stroke of the cam and valve pistons and flows through the check valve from the working space to the annular space. When the damping pressure builds up in the annular space, it is sealed off from the pressure-free working space by the check valve.

Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich auch aus Anspruch 12, insbesondere in Verbindung mit Anspruch 13. Durch diese damit erzielte Überwachung der Bewegung des Ventils der Brennkraftmaschine, kann der Ventilzeitquerschnitt gemessen und als Steuergröße für kleinere Regelschleifen herangezogen werden. Die Wegmessung erfolgt induktiv.An advantageous embodiment of the invention also results from claim 12, in particular in connection with claim 13. This monitoring of the movement of the valve of the internal combustion engine thereby achieved enables the valve time cross section to be measured and used as a control variable for smaller control loops. The distance measurement is done inductively.

Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich auch aus Anspruch 14. Durch die Kompressionsunterstützung beim Öffnen des Sperrventils werden sehr kleine Schaltzeiten erzielt. Die Ausbildung des Magnetventils als Schließer hat den Vorteil, daß bei Stromausfall das Magnetventil öffnet und wegen der damit verbundenen Drucklosigkeit im Arbeitsraum das Einlaßventil der Brennkraftmaschine nicht mehr geöffnet werden kann. Damit gelangt kein Kraftstoffgemisch in den Brennraum und die Brennkraftmaschine geht aus. Die Magnetkraft des Magnetventils ist so ausgelegt, daß das Magnetventil auch gegen große Staudrücke während des Druckmittelabflußvorgangs aus dem Arbeitsraum geschlossen werden kann. Damit wird erreicht, daß während des Nockenanstiegtaktes der Arbeitsraum geschlossen werden kann und somit das Einlaßventil der Brennkraftmaschine von vorneherein nur einen Teilweg machen kann.An advantageous embodiment of the invention also results from claim 14. The compression support when opening the shut-off valve achieves very short switching times. The design of the solenoid valve as a closer has the advantage that the solenoid valve opens in the event of a power failure and the inlet valve of the internal combustion engine can no longer be opened due to the associated lack of pressure in the working space. This means that no fuel mixture gets into the combustion chamber and the internal combustion engine goes out. The magnetic force of the solenoid valve is designed so that the solenoid valve also against large dynamic pressures can be closed from the work space during the pressure medium drainage process. This ensures that the working space can be closed during the cam rise cycle and thus the intake valve of the internal combustion engine can only make a partial path from the outset.

Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich auch aus Anspruch 15. Hiermit wird ein sehr massearmes Rückschlagventil erhalten, wodurch das schädliche Kompressionsvolumen weiter verringert wird.An advantageous embodiment of the invention also results from claim 15. This gives a very low-mass check valve, which further reduces the harmful compression volume.

Zeichnungdrawing

Die Erfindung ist anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen:

  • Fig. 1 einen Längsschnitt einer Ventilsteuervorrichtung für das Einlaßventil einer Hubkolben-Brennkraftmaschine, teilweise in schematisierter Darstellung,
  • Fig. 2 eine vergrößerte Darstellung der Einzelheit A in Fig. 1,
  • Fig. 3 jeweils ein weiteres Ausführungsbeispiel und 4 für die Einzelheit B in Fig. 2.
The invention is explained in more detail in the following description with reference to an embodiment shown in the drawing. Show it:
  • 1 is a longitudinal section of a valve control device for the inlet valve of a reciprocating piston internal combustion engine, partly in a schematic representation,
  • 2 is an enlarged view of the detail A in Fig. 1,
  • 3 each another embodiment and 4 for the detail B in Fig. 2nd

Beschreibung des AusführungsbeispielsDescription of the embodiment

Die in Fig. 1 teilweise schematisiert dargestellte Ventilsteuervorrichtung für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine weist ein auf einem Ventilgehäuse 10 der Brennkraftmaschine aufgesetztes Gehäuse 11 auf, in welchem eine Gehäusekammer 12 so eingebracht ist, daß sie mit einer zwei kbaxiale Ventilschließfedem 13,66 aufnehmendenFederkammer 14 im wesentlichen fluchtet. Die Ventilschließfedern 13,66 stützen sich einerseits an dem Boden der Federkammer 14 und andererseits an einem mit einem Ventilstößel 15 starr verbundenen Druckstück 16 ab. Der bis in ein Einlaßventil.17 der Brennkraftmaschine hineinragende Ventilstößel 15 trägt endseitig ein Ventilglied 18, das mit einem im Ventilgehäuse 10 angeordneten Ventilsitz 19 zusammenwirkt.The valve control device for a reciprocating piston internal combustion shown partially schematically in FIG. 1 The machine has a housing 11 mounted on a valve housing 10 of the internal combustion engine, in which a housing chamber 12 is introduced in such a way that it is essentially flush with a spring chamber 14 that accommodates two kbaxial valve closing springs 13, 66. The valve closing springs 13, 66 are supported on the one hand on the bottom of the spring chamber 14 and on the other hand on a pressure piece 16 rigidly connected to a valve tappet 15. The valve tappet 15, which projects into an inlet valve 17 of the internal combustion engine, carries at the end a valve member 18 which cooperates with a valve seat 19 arranged in the valve housing 10.

In die Gehäusekammer 12 ist von unten her ein Gehäuseblock 20 eingeschoben, der eine zentrale, axial durchgehende Gehäusebohrung 21 aufweist. In der Gehäusebohrung 21 ist ein mit dem Ventilstößel 15 lose verbundener Ventilkolben 22 und ein darüber angeordneter Kolbenteil 23 eines Nockenkolbens 24 axial verschiebbar. Der Ventilkolben 22 und der Kolbenteil 23 des Nockenkolbens 24 begrenzen einen Arbeitsraum 25, der über eine Ölzuleitung 26 aus einem Vorratsraum 27 oder aus einem Federspeicher 28 mit Überdruckventil 29 mit Öl gefüllt werden kann. Der zweiteilig ausgebildete Nockenkolben 24 weist neben dem Kolbenteil 23 noch ein den Kolbenteil 23 konzentrisch übergreifenden, tassen- oder kappenartig ausgebildeten Führungsteil 30 auf, der in der Gehäusekammer 12, die zusätzlich die Funktion einer Führungskammer übernimmt, axial verschieblich geführt ist. Der Kolbenteil 23 liegt mit seiner dem Arbeitsraum 25 abgekehrten Stirnseite am Boden des tassenartigen Führungsteils 30 an und trägt in diesem Bereich einen Ringflansch 31, an dem eine als zylindrische Schraubenfeder ausgebildete Andruckfeder 32 angreift. Die Andruckfeder 32 umgibt konzentrisch den Kolbenteil 23 und den Arbeitsraum 25 und stützt sich außen am Gehäuseblock 20 ab. Durch diese Andruckfeder 32 wird der Kolbenteil 23 an den Führungsteil 30 des Nockenkolbens 24 angepreßt und dieser an einen Ventilsteuernocken 33, der auf einer Nockenwelle 34 drehfest sitzt. Die Andruckfeder 32 ist so dimensioniert, daß die beschriebene Anlage bei allen Beschleunigungszuständen des Nockenkolbens 24 sicher gewährleistet ist.A housing block 20 having a central, axially continuous housing bore 21 is inserted from below into the housing chamber 12. In the housing bore 21, a valve piston 22 which is loosely connected to the valve tappet 15 and a piston part 23 of a cam piston 24 arranged above it can be axially displaced. The valve piston 22 and the piston part 23 of the cam piston 24 delimit a working chamber 25 which can be filled with oil via an oil feed line 26 from a storage chamber 27 or from a spring accumulator 28 with a pressure relief valve 29. In addition to the piston part 23, the two-part cam piston 24 also has a cup or cap-like guide part 30 which concentrically overlaps the piston part 23 and is axially displaceably guided in the housing chamber 12, which also takes over the function of a guide chamber. The piston part 23 lies with its end facing away from the working space 25 against the bottom of the cup-like guide part 30 and carries in this area an annular flange 31, on which one as cylindrical coil spring engages pressure spring 32. The pressure spring 32 concentrically surrounds the piston part 23 and the working space 25 and is supported on the outside of the housing block 20. By means of this pressure spring 32, the piston part 23 is pressed against the guide part 30 of the cam piston 24 and the latter against a valve control cam 33 which is seated on a camshaft 34 in a rotationally fixed manner. The pressure spring 32 is dimensioned such that the system described is reliably guaranteed in all acceleration states of the cam piston 24.

Zentral im Kolbenteil 23 und im Führungsteil 30 des Nockenkolbens 24 sind sehr kleine Bohrungen 35 bzw. 36 oder Bohrungen mit Düsen oder Blenden vorgesehen. Durch diese Bohrungen können evtl. vorkommende Gaseinschlüsse im Öl des Arbeitsraums 25, die im Arbeitsraum 25 nach oben an die Kolbenfläche des Kolbenteils 23 steigen, ausgedrückt werden. Zusätzlich ergibt sich als Nebenwirkung durch geringen Ölaustritt eine Schmierung zwischen Ventilsteuernocken 33 und Nockenkolben 24, so daß die Reibungsverluste des Nockentriebs vermindert werden.Very small bores 35 or 36 or bores with nozzles or orifices are provided centrally in the piston part 23 and in the guide part 30 of the cam piston 24. These bores can be used to express any gas inclusions in the oil of the working space 25 which rise upwards in the working space 25 to the piston surface of the piston part 23. In addition, there is a side effect of low oil leakage between valve control cam 33 and cam piston 24, so that the friction losses of the cam drive are reduced.

Die Ölzuleitung 26 weist zwei parallele Leitungszweige 37, 38 auf. In dem einen Leitungszweig 37 ist ein Sperrventil angeordnet, das als 2/2-Wege-Magnetventil 39 ausgebildet ist. Im anderen Leitungszweig 38 ist ein als Plättchenventil ausgebildetes Rückschlagventil 40 angeordnet, dessen Sperrichtung vom Arbeitsraum weg gerichtet ist. In einem zwischen den parallelen Leitungszweigen 37, 38 und dem Federspeicher 28 liegenden Abzweigpunkt 41 der.Ölzuleitung 26 mündet ein dritter Leitungszweig 42, der über eine Pumpe 43, ein Ölfilter 44 und ein Rückschlagventil 45 mit öl aus dem Vorratsbehälter 27 versorgt wird. Die ölzuleitung 26 ist insbesondere in dem Leitungsabschnitt zwischen dem Arbeitsraum 25 und dem Magnetventil 39 sehr kleinvolumig ausgelegt. Der Leitungszweig 38 mit dem am Anfang angeordneten Rückschlagventil 40 ist dagegen relativ großvolumig und dient als Öl-Beruhigungsraum. Der Federspeicher 28 ist so ausgelegt, daß während des Betriebs nur relativ geringe Ölmengen über das Überdruckventil 29 in einen Rücklaufbehälter 46 und von dort über ein Rücklaufkanal 47 im Gehäuse 11 und im Ventilgehäuse 10 zu dem Vorratsbehälter 27 fließt. Durch diesen geringen Ölaustausch zwischen Arbeitsraum 25 und Vorratsbehälter 27 bleibt die bei Steuerungsvorgängen zwischen Arbeitsraum 25 und Federspeicher 28 hin- und hergeschobene ölmenge im wesentlichen konstant, so daß das über die Bohrungen 35, 36 entgaste ölvolumen eine bessere Steuerqualität aufweist.The oil supply line 26 has two parallel line branches 37, 38. In one line branch 37, a check valve is arranged, which is designed as a 2/2-way solenoid valve 39. In the other line branch 38 there is a check valve 40 designed as a plate valve, the blocking direction of which is directed away from the working space. A third line branch 42, which via a pump 43, opens into a branch point 41 of the oil supply line 26, which lies between the parallel line branches 37, 38 and the spring accumulator 28 Oil filter 44 and a check valve 45 is supplied with oil from the reservoir 27. The oil supply line 26 is designed to be of very small volume, in particular in the line section between the working space 25 and the solenoid valve 39. The line branch 38 with the check valve 40 arranged at the beginning, on the other hand, is relatively large in volume and serves as an oil calming space. The spring accumulator 28 is designed so that during operation only relatively small amounts of oil flow through the pressure relief valve 29 into a return tank 46 and from there via a return channel 47 in the housing 11 and in the valve housing 10 to the reservoir 27. By this low exchange of oil between the working chamber 25 and reservoir 27, for control operations between working chamber 25 and spring 28 remains to - and hergeschobene quantity of oil substantially constant so that the degassed via the bores 35, 36 oil volume has better control quality.

Am Ventilkolben 22 ist eine sog. Ventil-Bremse vorgesehen, die eine Endlagendämpfung des in seinen Ventilsitz 19 frei zurückfallenden Ventilgliedes 18 bei der Ventilschließbewegung bewirkt. Wie aus der in Fig. 2 vergrößert dargestellten Einzelheit A von Ventilkolben 22 und Gehäuseblock 20 ersichtlich ist, weist hierzu der Ventilkolben 22 an seiner den Arbeitsraum 25 begrenzenden Stirnseite eine Abstufung 48 mit einer zur Wand 51 der Gehäusebohrung 21 hin vorspringenden ringförmigen Radialschulter 49 und einer zylinderförmigen Axialflanke 50 auf von der Wand 51 der Gehäusebohrung 21 steht ein flanschartiger Ringvorsprung 52 vor, der mit der Radialschulter 49 einen Ringraum 54 begrenzt und dessen radiale Erstreckung derart bemessen ist, daß zwischen der Axialflanke 50 der ringförmigen Abstufung 48 und der zylinderförmigen Ringfläche 53 des Ringvorsprungs 52 ein an dem Ringraum 54 sich in Axialrichtung anschließender Ringspalt 55 mit axialer Ausdehnung verbleibt. Die zylinderförmige Axialflanke 50 der Abstufung 48 ist in Fig.2 treppenartig ausgebildet, wobei der Abstand der treppenartigen Axialflanke 50 von der Ringfläche 53 des Ringvorsprungs 52 zur Stirnseite des Ventilkolbens 22 hin anwächst. Wie Fig. 3 und Fig. 4 zeigen, kann die Axialflanke 50 auch abgeschrägt oder konvex gekrümmt sein, wobei die Abschrägung oder die Krümmung mit gewissem axialen Abstand von der Radialschulter 49 der Abstufung 48 beginnt. Auch in diesen beiden Fällen vergrößert sich der Abstand der Axialflanke 50 von der Ringfläche 53 des Ringvorsprungs 52 zunehmend in Richtung Stirnseite des Ventilkolbens, und damit der Ringspalt 55.A so-called valve brake is provided on the valve piston 22, which causes a damping of the end position of the valve member 18 which freely falls back into its valve seat 19 during the valve closing movement. As can be seen from detail A of valve piston 22 and housing block 20, which is shown enlarged in FIG. 2, valve piston 22 has for this purpose a step 48 on its end face delimiting working space 25 with an annular radial shoulder 49 projecting towards wall 51 of housing bore 21 and one cylindrical axial flank 50 on from the wall 51 of the housing bore 21 is a flange-like annular projection 52 which delimits an annular space 54 with the radial shoulder 49 and whose radial extent is dimensioned such that between the axial flank 50 of the annular step fung 48 and the cylindrical annular surface 53 of the annular projection 52 an annular gap 55 adjoining the annular space 54 in the axial direction remains with an axial extension. The cylindrical axial flank 50 of the step 48 is designed in a step-like manner in FIG. 2, the distance between the step-like axial flank 50 and the annular surface 53 of the annular projection 52 increasing toward the end face of the valve piston 22. 3 and 4 show, the axial flank 50 can also be beveled or convexly curved, the beveling or the curvature beginning with a certain axial distance from the radial shoulder 49 of the step 48. In these two cases too, the distance between the axial flank 50 and the annular surface 53 of the annular projection 52 increases increasingly in the direction of the end face of the valve piston, and thus the annular gap 55.

Beim Absteuervorgang, d.h. bei zurückeilendem Ventilkolben 22 wird der Ringraum 54 über den mit steigender Überlappung von Axialflanke 50 der Abstufung 48 und Ringfläche 53 des Ringvorsprungs 52 sich verengenden Ringspalt 55 zunehmend geschlossen und bewirkt dadurch, nachdem das hier über den Ringspalt 55 auszuquetschende Öl immer mehr Druck aufbaut, eine Endlagedämpfung des Ventilkolbens 22 und damit über den mit diesem gekoppelten Ventilstößel 15 eine Endlagendämpfung des Einlaßventils 17 der Brennkraftmaschine. Damit beim erneut einsetzenden Bewegungstakt, also bei in der Zeichnung nach unten sich bewegendem Ventilkolben 22,der Ringraum 54 ohne Widerstand und ohne Erzeugung von Unterdruck gut mit Öl versorgt wird, ist im Ventilkolben 22 ein Rückschlagventil 56 integriert. In einer nahe der Stirnseite des Ventilkolbens 22 angeordneten Ventilkammer 57 mündet einerseits ein mittiger oder zentraler Axialkanal 58 und mehrere schräg durch den Ventilkolben 22 bis zum Ringraum 54 verlaufende Kanäle 59, 60. Der im Arbeitsraum 25 mündende Axialkanal 58 trägt an seiner Mündungsstelle in der Ventilkammer 57 einen Ventilsitz 61, auf den eine Kugel 62 durch eine Feder 63 aufgepreßt wird. Bei Druckaufbau in dem Arbeitsraum 25 wird die Kugel 62 von dem Ventilsitz 61 abgehoben,und Öl kann aus dem Arbeitsraum 25 über die Kanäle 59, 60 in den Ringraum 54 strömen, so daß letzterer mit Öl versorgt wird. Im Falle des Druckaufbaus im Ringraum 54 dichtet die Kugel 62 den Ventilsitz 61 ab, so daß kein öl aus dem Ringraum 54 über den Axialkanal 58 in den Arbeitsraum 25 strömen kann und die Endlagendämpfung wie beschrieben wirksam ist.During the control process, ie with the valve piston 22 hurrying back, the annular space 54 is increasingly closed via the annular gap 55 which narrows with increasing overlap of the axial flank 50 of the gradation 48 and the annular surface 53 of the annular projection 52 and thereby causes more and more after the oil to be squeezed out here via the annular gap 55 Pressure builds up, an end position damping of the valve piston 22 and thus, via the valve tappet 15 coupled to this, an end position damping of the inlet valve 17 of the internal combustion engine. A check valve 56 is integrated in the valve piston 22 so that the annular space 54 is well supplied with oil without resistance and without generating negative pressure when the movement cycle starts again, that is to say with the valve piston 22 moving downward in the drawing. In a valve chamber 57 arranged near the end face of the valve piston 22, on the one hand a central or central axial channel 58 and several obliquely through the valve piston 22 channels 59, 60 extending to the annular space 54. The axial channel 58 opening into the working space 25 carries at its mouth in the valve chamber 57 a valve seat 61, onto which a ball 62 is pressed by a spring 63. When pressure builds up in the working space 25, the ball 62 is lifted off the valve seat 61, and oil can flow from the working space 25 via the channels 59, 60 into the annular space 54, so that the latter is supplied with oil. In the case of pressure build-up in the annular space 54, the ball 62 seals the valve seat 61, so that no oil can flow from the annular space 54 via the axial channel 58 into the working space 25 and the end position damping is effective as described.

Für die stetige Überwachung der Bewegung des Einlaßventils 17 ist mit dem Ventilkolben 22 eine Wegmeßeinrichtung 64 gekoppelt. Die Wegmeßeinrichtung 64 ist in der Federkammer 14 zusammen mit der Ventilschließfeder 13 untergebracht. Die Wegmeßeinrichtung 64 besteht aus einer Meßglocke 65 aus nicht magnetischem Werkstoff, z.B. aus Aluminium oder Titan, und wird von der einen zur Ventilschließfeder 13 koaxialen Ventilschließfeder 66 an das Druckstück 16 angelegt. Diese Meßglocke 65 taucht bei Bewegung des Ventilstößels 15 in ein Induktionsfeld ein und ändert dieses durch das in ihr erzeugte Wirbelstromfeld. Die Änderung des Induktionsfeldes ist ein Maß für die zurückgelegte Wegstrecke des Ventilstößels 15. Das Induktionsfeld wird von einer Induktionsspule 67 erzeugt, die in einem Aluminiumrohr 68 gefaßt ist, das wiederum in der Federkammer 14 gehalten ist. Durch die Überwachung der Bewegung des Einlaßventils 17 kann der Zeitquerschnitt des Ventils exakt gemessen und als Steuergröße für kleinere Regelungsschleifen vorgesehen werden.A position measuring device 64 is coupled to the valve piston 22 for the continuous monitoring of the movement of the inlet valve 17. The displacement measuring device 64 is accommodated in the spring chamber 14 together with the valve closing spring 13. The displacement measuring device 64 consists of a measuring bell 65 made of non-magnetic material, e.g. made of aluminum or titanium, and is applied from the one to the valve closing spring 13 coaxial valve closing spring 66 to the pressure piece 16. This measuring bell 65 is immersed in the movement of the valve tappet 15 in an induction field and changes this by the eddy current field generated in it. The change in the induction field is a measure of the distance traveled by the valve lifter 15. The induction field is generated by an induction coil 67, which is contained in an aluminum tube 68, which in turn is held in the spring chamber 14. By monitoring the movement of the inlet valve 17, the time cross section of the valve can be measured exactly and provided as a control variable for smaller control loops.

Das in der Ölzuleitung 26 angeordnete 2/2-Wege-Magnetventil 39 ist als Schließer ausgebildet, d.h. es schließt bei Magneterregung und öffnet bei Magnetabschaltung. Dies hat den Vorteil, daß bei Stromausfall das Magnetventil 39 geöffnet bleibt und den Öffnungsquerschnitt der Ölzuleitung 26 frei gibt. Bei der Hubbewegung des Nockenkolbens 24 kann damit öl aus dem Arbeitsraum 25 abfließen, so daß die Hubbewegung des Nockenkolbens 24 nicht auf den Ventilkolben 22 übertragen wird. Der Ventilkolben 22 behält seine in Fig. 1 dargestellte Ruhelage und das Einlaßventil 17 bleibt trotz Drehung des Nockens 33 stets geschlossen, so daß kein Kraftstoffgemisch in den Brennraum der Brennkraftmaschine gelangen kann und diese ausgeht. Das Magnetventil 39 arbeitet mit Kompressionsunterstützung aus dem Arbeitsraum 25. Hierzu ist der das Ventilglied bildende Ventilschaft 69 gestuft ausgebildet, so daß der Druck aus dem Arbeitsraum 25 auf die Ringschulter des gestuften Ventilschaftes 69 wirkt und diesen bei Abschalten der Magneterregung in Richtung öffnen schleudert. Der Magnet des Magnetventils 39 ist so ausgelegt, daß das Magnetventil 39 auch gegen große Staudrücke während Abflußvorgängen aus dem Arbeitsraum geschlossen werden kann. Damit wird erreicht, daß auch während des Nokkenanstiegtaktes der Arbeitsraum 25 geschlossen werden kann.The 2/2-way solenoid valve 39 arranged in the oil supply line 26 is designed as a closer, i.e. it closes when the magnet is excited and opens when the magnet is switched off. This has the advantage that the solenoid valve 39 remains open in the event of a power failure and releases the opening cross section of the oil supply line 26. During the stroke movement of the cam piston 24, oil can thus flow out of the working space 25, so that the stroke movement of the cam piston 24 is not transmitted to the valve piston 22. The valve piston 22 maintains its rest position shown in FIG. 1 and the inlet valve 17 remains closed despite the rotation of the cam 33, so that no fuel mixture can get into the combustion chamber of the internal combustion engine and the engine runs out. The solenoid valve 39 works with compression support from the working space 25. For this purpose, the valve stem 69 forming the valve member is designed so that the pressure from the working space 25 acts on the annular shoulder of the stepped valve stem 69 and throws it open when the magnetic excitation is switched off. The magnet of the solenoid valve 39 is designed so that the solenoid valve 39 can also be closed against high dynamic pressures during drainage processes from the work space. This ensures that the work space 25 can be closed even during the cam rising cycle.

Die Wirkungsweise der beschriebenen Ventilsteuervorrichtung ist bekannt und beispielsweise auch in der DE-OS 31 35 650 ausführlich beschrieben. Zusammenfassend sei lediglich erwähnt, daß bei Drehung des Nockens 33 der Nockenkolben 24 sich in Fig. 1 nach unten bewegt. Während dieser Phase ist das Magnetventil 39 erregt und der Ölgefüllte Arbeitsraum 25 hermetisch abgeschlossen. Die Hubbewegung des Nockenkolbens 24 wird über das im Arbeitsraum 25 vorhandene Ölpolster auf dem Ventilkolben 22 übertragen, der damit ebenfalls verschoben wird und über den Ventilstößel 15 das Ventilglied 18 des Einlaßventils 17 vom Ventilsitz 19 abhebt. Das Kraftstoffgemisch kann nunmehr über einen Einlaß 70 in eine nicht dargestellte Brennkammer der Brennkraftmaschine einströmen. Entsprechend dem gewünschten Zeitquerschnitt des Einlaßventils 17 kann zu jedem beliebigen Zeitpunkt - auch während der Hubbewegung des Nockenkolbens 24 in Fig. 1 nach unten - der Schließvorgang des Einlaßventils 17 durch Abschalten des Magnetventils 39 eingeleitet werden. Mit Abschalten des Erregerstroms öffnet das Magnetventil 39 und unter der Wirkung der Ventilschließfeder 13 kann sich der Ventilkolben 22 unter Ausschieben von Öl aus dem Arbeitsraum 25 über das geöffnete Magnetventil 39 in den Federspeicher 28 nach oben bewegen. Kurz bevor der Ventilkolben 22 seine Endlage an dem Ringvorsprung 52 erreicht, setzt die beschriebene Endlagendämpfung ein, so daß das Ventilglied 18 gedämpft und nicht schlagartig auf dem Ventilsitz 19 aufsetzt. Hat sich nach entsprechender Drehung des Ventilsteuernockens 33 der Nockenkolben 24 wieder in seine in Fig. 1 dargestellte Grundstellung zurückbewegt, so strömt nunmehr das Öl aus dem Federspeicher 28 über das geöffnete Magnetventil 39 oder bei geschlossenem Magnetventil 39 über das Rückschlagventil 40 in den Arbeitsraum 25. Ölverluste werden aus dem Vorratsbehälter 27 über die Pumpe 43 und das Rückschlagventil 45 ausgeglichen.The mode of operation of the valve control device described is known and is also described in detail, for example, in DE-OS 31 35 650. In summary, it should only be mentioned that when the cam 33 rotates, the cam piston 24 moves downward in FIG. 1. During this phase, the solenoid valve 39 is energized and the oil-filled working space 25 is hermetically sealed. The lifting movement of the cam piston 24 is transmitted via the oil cushion in the working chamber 25 on the valve piston 22, which is thus also displaced and lifts the valve member 18 of the inlet valve 17 from the valve seat 19 via the valve tappet 15. The fuel mixture can now flow through an inlet 70 into a combustion chamber (not shown) of the internal combustion engine. In accordance with the desired time cross section of the inlet valve 17, the closing process of the inlet valve 17 can be initiated by switching off the solenoid valve 39 at any time - even while the cam piston 24 is moving downward in FIG. 1. When the excitation current is switched off, the solenoid valve 39 opens and, under the action of the valve closing spring 13, the valve piston 22 can move upward in the spring accumulator 28 by pushing oil out of the working space 25 via the opened solenoid valve 39. Shortly before the valve piston 22 reaches its end position on the annular projection 52, the described end position damping sets in, so that the valve member 18 is damped and does not abut abruptly on the valve seat 19. If, after a corresponding rotation of the valve control cam 33, the cam piston 24 has moved back into its basic position shown in FIG. 1, the oil now flows from the spring accumulator 28 via the open solenoid valve 39 or, when the solenoid valve 39 is closed, via the check valve 40 into the working space 25. Oil losses are compensated for from the reservoir 27 via the pump 43 and the check valve 45.

Claims (15)

1. Ventilsteuervorrichtung für Hubkolben-Brennkraftmaschinen mit einem auf einen Ventilstößel entgegen einer Ventilschließfeder einwirkenden, in einer Gehäusebohrung axial verschiebbaren Ventilkolben, mit einem mittels einer Andruckfeder an einem Ventilsteuernocken angelegten, in der gleichen Gehäusebohrung axial verschiebbaren Nockenkolben und mit einem vom Ventilkolben einerseits und vom Nockenkolben andererseits begrenzten Arbeitsraum, der mit einem die Hubbewegung des Nokkenkolbens auf den Ventilkolben übertragenden Druckmittel füllbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß die am Nockenkolben (24) angreifende Andruckfeder (32) außerhalb des Arbeitsraums (25) angeordnet ist und sich gehäuseseitig abstützt.1.Valve control device for reciprocating piston internal combustion engines with a valve piston acting on a valve tappet against a valve closing spring and axially displaceable in a housing bore, with a cam piston applied to a valve control cam by means of a pressure spring, axially displaceable in the same housing bore and with one of the valve piston on the one hand and from the cam piston on the other hand, limited working space, which can be filled with a pressure medium which transmits the lifting movement of the cam piston to the valve piston, characterized in that the pressure spring (32) engaging on the cam piston (24) is arranged outside the working space (25) and is supported on the housing side. 2. Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Nockenkolben (24) einen in der Gehäusebohrung (21) gleitenden Kolbenteil (23) und einen diesen übergreifenden, dazu konzentrischen tassen- oder kappenartigen Führungsteil (30) aufweist, der in einer zur Gehäusebohrung (21) koaxialen zylindrischen Führungskammer (12) axial verschiebbar geführt ist, und daß die Andruckfeder (32) in der Führungskammer (12) untergebracht ist.2. Valve control device according to claim 1, characterized in that the cam piston (24) has a in the housing bore (21) sliding piston part (23) and this overlapping, concentric cup or cap-like guide part (30) which in a to the housing bore (21) coaxial cylindrical guide chamber (12) is axially displaceably guided, and that the pressure spring (32) is housed in the guide chamber (12). 3. Vorrichtung nach.Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Nockenkolben (24) in Führungsteil (30) und Kolbenteil (23) getrennt zweiteilig ausgebildet ist und daß der Kolbenteil (23) an seiner dea Führungsteil (30) zugekehrten Stirnseite einen Ringflansch (31) trägt, an dem die Andruckfeder (32) angreift.3. Device after . Claim 2, characterized in that the cam piston (24) is formed in two parts in the guide part (30) and piston part (23) and that the piston part (23) carries an annular flange (31) on its end face facing the guide part (30) which the pressure spring (32) engages. 4. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Andruckfeder (32) derart dimensioniert ist,daß in allen Bewegungszu- ständen des Nockenkolbens (24) der Kolbenteil (23) an dem Führungsteil (30) anliegt.4. Apparatus according to claim 3, characterized in that the pressure spring (32) is dimensioned such that in all B ewegungszu- stands of the cam piston (24) of the piston part (23) abuts the guide part (30). 5. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 - 4 mit einer ein Sperrventil aufweisenden Druckmittel-Zuleitung zum Arbeitsraum, dadurch gekennzeichnet, daß der Zuleitungsabschnitt zwischen Arbeitsraum (25) und Sperrventil (39) extrem kleinvolumig ausgebildet ist.5. Device according to one of claims 1-4 with a pressure valve supply line having a check valve to the work area, characterized in that the supply line section between the work area (25) and check valve (39) is of extremely small volume. 6. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 - 5, dadurch gekennzeichnet, daß im Nockenkolben (24) eine zentrale, den Nockenkolben (24) durchstoßende Drosselbohrung (35,36) vorgesehen ist.6. Device according to one of claims 1-5, characterized in that a central throttle bore (35, 36) penetrating the cam piston (24) is provided in the cam piston (24). 7. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 - 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilkolben (22) an seiner den Arbeitsraum (25) begrenzenden Stirnseite eine Abstufung (48) mit einer zur Gehäusebohrung (51) hin vorspringenden ringförmigen Radialschulter (49) und mit einer zylinderförmigen Axialflanke (50) aufweist und daß von der Gehäusebohrungswand (51) ein flanschartiger Ringvorsprung (52) vorsteht, der einerseits mit der Radialschulter (49) einen Ringraum (54) begrenzt und andererseits mit der Axialflanke (50) einen Ringspalt (55) bildet, der sich in axialer Erstrekkung unmittelbar an den Ringraum (54) anschließt.7. Device according to one of claims 1-6, characterized in that the valve piston (22) on its front side delimiting the working space (25) has a step (48) with an annular radial shoulder (49) projecting towards the housing bore (51) and with has a cylindrical axial flank (50) and that a flange-like annular projection (52) protrudes from the housing bore wall (51), which on the one hand delimits an annular space (54) with the radial shoulder (49) and on the other hand an annular gap (55) with the axial flank (50) forms which directly adjoins the annular space (54) in the axial extent. 8. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Axialflanke (50) der Ventilkolben-Abstufung (48) nach innen, vom Ringvorsprung (52) der Gehäusebohrungswand (51) weg gerichtet, treppenartig zurücktritt.8. The device according to claim 7, characterized in that the axial flank (50) of the valve piston step (48) inwards, away from the annular projection (52) of the housing bore wall (51), steps back. 9. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Axialflanke (50) mit einem axialen Abstand von der ringförmigen Radialschulter (49) der Ventilkolben-Abstufung (48) unter einem spitzen Winkel zur Kolbenachse hin gerichtet zur Kolbenstirnseite verläuft.9. The device according to claim 7, characterized in that the axial flank (50) with an axial distance from the annular radial shoulder (49) of the valve piston step (48) extends at an acute angle to the piston axis towards the piston end face. 10. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Axialflanke (50) mit einem axialen Abstand von der ringförmigen Radialschulter (49) der Ventilkolben-Abstufung (48) zur Kolbenstirnseite hin konvex gekrümmt ist.1 0 . Apparatus according to claim 7, characterized in that the axial flank (50) is convexly curved toward the piston end face with an axial distance from the annular radial shoulder (49) of the valve piston step (48). 11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 - 10, gekennzeichnet durch ein im Ventilkolben (22) integriertes Rückschlagventil (56), das zwischen einem mittigen, im Arbeitsraum (25) mündenden Axialkanal (58) einerseits und im Ringraum (54) mündenden Kanälen (59,60) andererseits angeordnet ist und dessen Sperrrichtung vom Ringraum (54) zum Arbeitsraum (25) hin gerichtet ist.11. The device according to any one of claims 1-10, characterized by a check valve (56) integrated in the valve piston (22) which, on the one hand, between a central axial channel (58) opening into the working space (25) and in the annular space (54) opening channels ( 59, 60) is arranged on the other hand and its blocking direction is directed from the annular space (54) to the working space (25). 12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 - 11, gekennzeichnet durch eine mit dem Ventilkolben (22) gekoppelte Wegmeßeinrichtung(64), die in einer die Ventilschließfeder (13) aufnehmenden Federkammer (14) angeordnet ist.12. Device according to one of claims 1-11, characterized by a with the valve piston (22) coupled displacement measuring device (64) which is arranged in a valve chamber (13) receiving spring chamber (14). 13. Vorrichtung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Wegmeßeinrichtung (64) eine mit dem Ventilstößel (15) verbundene Meßglocke (65) und eine dazu konzentrisch in der Federkammer (14) gehaltene Induktionsspule (67)aufweist.13. The apparatus according to claim 12, characterized in that the displacement measuring device (64) has a measuring bell (65) connected to the valve tappet (15) and an induction coil (67) held concentrically in the spring chamber (14). 14. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 5 - 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Sperrventil als ein mit Kompressionsdruckunterstützung arbeitendes 2/2-Wege-Magnetventil (39) ausgebildet ist, das vorzugsweise in seiner Ruhestellung den öffnungsquerschnitt der Druckmittel-Zuleitung (26) freigibt.14. Device according to one of claims 5-13, characterized in that the check valve as a 2/2-way solenoid valve (39) working with compression pressure support is formed, which preferably releases the opening cross-section of the pressure medium supply line (26) in its rest position. 15. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 5 - 14, mit einem das Sperrventil überbrückenden Bypaß und einem darin angeordneten Rückschlagventil mit vom Arbeitsraum (25)weg gerichteter Sperrichtung, dadurch gekennzeichnet, daß das Rückschlagventil (40) als massearmes Plättchenventil ausgebildet ist.15. Device according to one of claims 5-14, with a bypass bridging the check valve and a check valve arranged therein with the blocking direction directed away from the working space (25), characterized in that the check valve (40) is designed as a low-mass slide valve.
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