EP0196441B1 - Ventilsteuervorrichtung - Google Patents

Ventilsteuervorrichtung Download PDF

Info

Publication number
EP0196441B1
EP0196441B1 EP86102176A EP86102176A EP0196441B1 EP 0196441 B1 EP0196441 B1 EP 0196441B1 EP 86102176 A EP86102176 A EP 86102176A EP 86102176 A EP86102176 A EP 86102176A EP 0196441 B1 EP0196441 B1 EP 0196441B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
piston
chamber
cam
annular
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired
Application number
EP86102176A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0196441A1 (de
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/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0196441B1 publication Critical patent/EP0196441B1/de
Expired legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/20—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
    • 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
    • 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 piston In a device of this type known from JP-A-59-229013, the movement of the valve piston is transmitted via a liquid column to a valve tappet which is guided in a guide bore which adjoins the housing bore with a larger diameter and which acts on the end face of the gas exchange valve.
  • the space enclosed between the valve piston and valve tappet can be relieved via a throttle and filled with gas via a check valve. This filling takes place when the tappet, driven by the valve piston, moves the gas exchange valve, for example the inlet valve, in the opening direction. This process is thus unthrottled, while the closing process of the inlet valve is braked by the fact that the guide plunger has to displace the gas from the enclosed space via the throttle.
  • the closing movement is throttled over the entire closing process of the gas exchange valve.
  • This has the disadvantage that the closing process of the gas exchange valve is considerably delayed and considerable reductions in the volume flowing through the gas exchange valve occur during the working cycle because the product of the opening cross section and opening duration decreases with increasing speed.
  • this device is very expensive due to the use of an additional tightly guided guide piston, and again a considerable volume has to be compressed until the pressure is reached which can move the gas exchange valve in the opening direction.
  • valve control device with the characterizing features of claim 1 has the advantage that the harmful compression volume has been considerably reduced.
  • the speed limit for the control intervention can thus be raised considerably.
  • the annular space is increasingly closed during the control process, that is to say when pressure medium is driven out of the working chamber, and when the valve piston returns as a result of the annular gap gradually and continuously narrowing with increasing overlap of the projection of the housing bore wall and gradation of the threaded piston, and thus after squeezing out the annular space pressure present here builds up a pressure across 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.
  • An additional piston was avoided, so that a structurally simple solution with a small space requirement results.
  • the dead volume to be compressed was also kept very low. A high positioning speed of the valve is achieved in spite of the motion damping being provided in that the damping increases progressively as the valve reaches its end position due to the annular gap decreasing in width.
  • An advantageous embodiment of the invention also results from claim 9.
  • the compression support when opening the shut-off valve results in 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 work 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 in such a way that the solenoid valve can be closed from the working area even against high dynamic pressures during the pressure medium drainage process. The result of this is 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 engine shown partially schematically in FIG. 1, has a housing 11 placed on a valve housing 10 of the internal combustion engine, in which a housing chamber 12 is introduced in such a way that it accommodates a spring chamber 14, which accommodates two coaxial valve closing springs 13, 66 essentially escapes.
  • 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 interacts 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 in the housing bore 21.
  • 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 a pressure spring 32 designed as a cylindrical helical spring acts.
  • 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.
  • 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.
  • a lubrication between valve control cam 33 and cam piston 24 results as a side effect due to low oil leakage, so that the frictional 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 is supplied with oil from the reservoir 27 via a pump 43, an oil filter 44 and a check valve 45, 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.
  • the oil supply line 26 has a 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 of relatively large volume and serves as an oil calming space.
  • the spring accumulator 28 is designed such that during operation only relatively small amounts of oil flow via 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.
  • the amount of oil pushed back and forth during control processes between the working space 25 and the spring accumulator 28 remains essentially constant, so that the oil volume degassed via the bores 35, 36 has a better control quality.
  • valve brake is provided on the valve piston 22, which causes a damping of the end position of the valve member 18, which falls freely back into its valve seat 19 during the valve closing movement.
  • the valve piston 22 has for this purpose on its end face delimiting the working space 25 a step 48 with an annular radial shoulder 49 projecting towards the wall 51 of the housing bore 21 and one cylindrical axial flank 50.
  • a flange-like ring projection 52 which delimits an annular space 54 with the radial shoulder 49 and the radial extent of which is dimensioned such that an on occurs between the axial flank 50 of the annular step 48 and the cylindrical ring surface 53 of the ring projection 52 the annular space 55 with an axial extension adjoining in the axial direction remains.
  • the cylindrical axial flank 50 of the step 48 is designed in a step-like manner in FIG Distance of the stair-like axial flank 50 from the annular surface 53 of the annular projection 52 to the end face of the valve piston 22 increases.
  • the axial flank 50 can also be beveled or convexly curved, the beveling or the curvature beginning at a certain axial distance from the radial shoulder 49 of the step 48.
  • 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 over 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 one after the oil to be squeezed out here via the annular gap 55 builds up more and more pressure End position damping of the valve piston 22 and thus, via the valve tappet 15 coupled to it, 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 in the working chamber 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 due to 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 solenoid is excited and opens when the solenoid 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 chamber 25, so that the lifting 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 latter runs out.
  • the solenoid valve 39 works with compression support from the working space 25.
  • the valve stem 69 forming the valve member is designed in a stepped manner so that the pressure from the working space 25 acts on the annular shoulder of the stepped valve stem 69 and throws it towards the opening when the magnetic excitation is switched off.
  • the magnet of the solenoid valve 39 is designed in such a way that the solenoid valve 39 can also be closed against high dynamic pressures during drainage processes from the work space. This ensures that the working space 25 can also be closed 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 downwards in FIG.
  • the solenoid valve 39 opens, and under the action of the valve closing spring 13, the valve piston 22 can move upward into the spring accumulator 28 by pushing oil out of the working space 25 via the opened solenoid valve 39.
  • the valve piston 22 Shortly before the valve piston 22 reaches its end position on the ring projection 52, the be a written end position damping, so that the valve member 18 is damped and does not abruptly touch down 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 are compensated from the reservoir 27 via the pump 43 and the check valve 45.

Landscapes

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

Description

  • Die Erfindung geht aus von einer Ventilsteuervorrichtung für Hubkolben-Brennkraftmaschinen nach der Gattung des Anspruchs 1.
  • Bei einer durch die JP-A-59-229013 bekannten Vorrichtung dieser Art wird die Bewegung des Ventilkolbens über eine Flüssigkeitssäule auf einen in einer sich an die Gehäusebohrung mit grösserem Durchmesser anschliessenden Führungsbohrung geführten Ventilstössel übertragen, der stirnseitig auf das Gaswechselventil wirkt. Der zwischen Ventilkolben und Ventilstössel eingeschlossene Raum ist einmal über eine Drossel entlastbar und zum anderen über ein Rückschlagventil mit Gas füllbar. Diese Füllung erfolgt dann, wenn der Stössel durch den Ventilkolben angetrieben das Gaswechselventil, zum Beispiel das Einlassventil, in Öffnungsrichtung bewegt. Dieser Vorgang erfolgt somit ungedrosselt, während der Schliessvorgang des Einlassventils dadurch gebremst wird, dass der Führungsstössel das Gas über die Drossel aus dem eingeschlossenen Raum verdrängen muss. Hierbei erfolgt über den gesamten Schliessvorgang des Gaswechselventils eine Drosselung der Schliessbewegung. Dies hat den Nachteil, dass der Schliessvorgang des Gaswechselventils wesentlich verzögert wird und über der Drehzahl erhebliche Reduktionen des das Gaswechselventil durchströmenden Volumens während des Arbeitstaktes auftreten, da mit zunehmender Drehzahl das Produkt aus Öffnungsquerschnitt und Öffnungsdauer abnimmt. Darüber hinaus ist diese Einrichtung durch die Verwendung eines zusätzlichen dicht geführten Führungskolbens sehr-aufwendig, und es muss wiederum ein erhebliches Volumen komprimiert werden, bis der Druck erreicht ist, der das Gaswechselventil in Öffnungsrichtung bewegen kann.
  • Vorteile der Erfindung
  • Die erfindungsgemässe Ventilsteuervorrichtung mit den kennzeichnenden Merkmalen des Patentanspruchs 1 hat demgegenüber den Vorteil, dass das schädliche Kompressionsvolumen beträchtlich verringert worden ist. Damit kann die Drehzahlgrenze für den Steuereingriff beträchtlich angehoben werden.
  • Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich aus Anspruch 2. Durch diese sehr kleinen 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 Ventilnocken und Nockenkolben und damit eine Verringerung der Reibungsverluste erreicht.
  • Durch die erfindungsgemässe Massnahme 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. Dabei wurde ein zusätzlicher Kolben vermieden, so dass sich eine konstruktiv einfache Lösung mit geringem Bauraumbedarf ergibt. Auch das zu komprimierende Totvolumen wurde sehr gering gehalten. Eine trotz vorgesehener Bewegungsdämpfung hohe Stellgeschwindigkeit des Ventils wird dadurch erreicht, dass die Dämpfung progressiv mit Annäherung an die Endlage des Ventils zunimmt aufgrund des in der Breite abnehmenden Ringspalts.
  • Durch die in den Ansprüchen 3-5 angegebene mögliche Ausbildung der zylinderförmigen Axialflanke der Ventilkolben-Abstufung kann eine gewünschte, an den Typ der Brennkraftmaschine angepasste Weg-Zeit-Charakteristik erzielt werden.
  • Durch die in Anspruch 6 angegebenen Massnahmen wird beim erneuten Kolbenschub 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 dieser durch das Rückschlagventil zum drucklosen Arbeitsraum hin abgedichtet.
  • Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich aus Anspruch 7, insbesondere in Verbindung mit Anspruch 8. 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.
  • Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich auch aus Anspruch 9. 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.
  • Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ergibt sich auch aus Anspruch 10. Hiermit wird ein sehr massearmes Rückschlagventil erhalten, wodurch das schädliche Kompressionsvolumen weiter verringert wird.
  • 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.
  • Beschreibung des Ausführungsbeispiels
  • 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 koaxiale Ventilschliessfedern 13, 66 aufnehmenden Federkammer 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.
  • 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 einen 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.
  • 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 Olaustritt eine Schmierung zwischen Ventilsteuernocken 33 und Nockenkolben 24, so dass die Reibungsverluste des Nockentriebs vermindert werden.
  • 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 einen 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.
  • 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. treppenartig ausgebildet, wobei der Abstand dertreppenartigen 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 axialem 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.
  • 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 Endlagendämpfung 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.
  • 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 nichtmagnetischem 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.
  • 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 freigibt. Bei der Hubbewegung des Nokkenkolbens 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 Nockenanstiegtaktes der Arbeitsraum 25 geschlossen werden kann.
  • 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 Ventitstösse) 15 das Ventilglied 18 des Einlassventils 17 zum 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. 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.

Claims (10)

1. Ventilsteuervorrichtung für Hubkolben-Brennkraftmaschinen mit einem auf einen Ventilstössel entgegen einer Ventilschliessfeder einwirkenden, in einem ersten Teil einer Gehäusebohrung (21) axial verschiebbaren Ventilkolben (22), mit einem mittels einer Andruckfeder (32) an einem Ventilsteuernocken (33) angelegten, in einem zweiten Teil der Gehäusebohrung (21) axial verschiebbaren Nockenkolben (23) und mit einem vom Ventilkolben (22) einerseits und vom Nockenkolben (23) andererseits begrenzten Arbeitsraum (25), der mit einem die Hubbewegung des Nokkenkolbens auf den Ventilkolben übertragenden Druckmittel füllbar ist, welcher Nockenkolben (23) durch eine sich am Gehäuse abstützende, den Nockenkolben (23) ausserhalb des Arbeitsraumes (25) umgebende Andruckfeder (32) in Anlage an einen den Nockenkolben übergreifenden, tassenartigen Führungsteil (30) gehalten wird, der in einer zur Gehäusebohrung (21) koaxialen zylindrischen Führungskammer (12) axial verschiebbar geführt zwischen Nockenkolben (23) und Nocken (33) angeordnet ist und mit einer ein Sperrventil aufweisenden Druckmittelzuleitung zum Arbeitsraum, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkolben (22) an seiner den Arbeitsraum (25) begrenzenden Stirnseite eine Abstufung (48) in Form einer an die Wand (51) der Gehäusebohrung (21) angrenzenden ringförmigen Radialschulter (49) hat, die in eine zunächst zylinderförmige Axialflanke (50) übergeht, welche einen daran anschliessenden in Richtung Arbeitsraum verlaufenden Übergangsbereich aufweist und dass von der Gehäusebohrungswand (51) ein flanschartiger mit zur Achse der Bohrung weisender Ringfläche (53) versehener Ringvorsprung (52) vorsteht, der einerseits mit der Radialschulter (49) einen Ringbaum (54) begrenzt und andererseits zwischen seiner Ringfläche (53) und der Axialflanke (50) einen Ringspalt (55) bildet, der sich in axialer Erstreckung unmittelbar an den Ringraum (54) anschliesst und in Richtung Kolbenstirnseite einen zunehmenden Abstand zwischen Axialflanke (50) und Ringfläche (53) bildet.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass im Nockenkolben (24) eine zentrale, den Nockenkolben (24) durchstossende Drosselbohrung (35, 36) vorgesehen ist.
3. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Axialflanke (50) der Ventilkolben-Abstufung (48) nach innen, vom Ringvorsprung (52) der Gehäusebohrungswand (51) weg gerichtet, treppenartig zurücktritt.
4. Vorrichtung nach Anspruch 1, 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.
5. Vorrichtung nach Anspruch 1, 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.
6. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1-5, 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 Sperrichtung vom Ringraum (54) zum Arbeitsraum (25) hin gerichtet ist.
7. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1-6, gekennzeichnet durch eine mit dem Ventilkolben (22) gekoppelte Wegmesseinrichtung (64), die in einer die Ventilschliessfeder (13) aufnehmenden Federkammer (14) angeordnet ist.
8. Vorrichtung nach Anspruch 7, 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.
9. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1-8, 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.
10. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1-9, 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.
EP86102176A 1985-03-30 1986-02-19 Ventilsteuervorrichtung Expired EP0196441B1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19853511819 DE3511819A1 (de) 1985-03-30 1985-03-30 Ventilsteuervorrichtung
DE3511819 1985-03-30

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0196441A1 EP0196441A1 (de) 1986-10-08
EP0196441B1 true EP0196441B1 (de) 1988-11-17

Family

ID=6266952

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP86102176A Expired EP0196441B1 (de) 1985-03-30 1986-02-19 Ventilsteuervorrichtung

Country Status (4)

Country Link
US (1) US4671221A (de)
EP (1) EP0196441B1 (de)
JP (1) JPH0650046B2 (de)
DE (2) DE3511819A1 (de)

Families Citing this family (54)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0255668B1 (de) * 1986-07-29 1990-01-03 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft, Patentabteilung AJ-3 Vorrichtung zur hydraulischen Steuerung von Hubventilen
DE3625627A1 (de) * 1986-07-29 1988-02-04 Bayerische Motoren Werke Ag Vorrichtung zur hydraulischen steuerung von hubventilen
JPH0694819B2 (ja) * 1987-01-13 1994-11-24 マツダ株式会社 エンジンの油圧コントロ−ル装置
FR2612253A1 (fr) * 1987-03-13 1988-09-16 Duvant Crepelle Sa Moteurs Procede en vue d'ameliorer les conditions de fonctionnement d'un moteur a combustion interne
US4917056A (en) * 1987-09-22 1990-04-17 Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha Valve operation control system in internal combustion engine
US4796573A (en) * 1987-10-02 1989-01-10 Allied-Signal Inc. Hydraulic engine valve lifter assembly
JPH01134018A (ja) * 1987-11-19 1989-05-26 Honda Motor Co Ltd 内燃機関の動弁装置
JPH01253515A (ja) * 1987-11-19 1989-10-09 Honda Motor Co Ltd 内燃機関の動弁装置
JPH01134013A (ja) * 1987-11-19 1989-05-26 Honda Motor Co Ltd 内燃機関の動弁制御方法および装置
DE3815668A1 (de) * 1988-05-07 1989-11-16 Bosch Gmbh Robert Ventilsteuervorrichtung mit magnetventil fuer brennkraftmaschinen
JPH0357805A (ja) * 1989-07-26 1991-03-13 Fuji Heavy Ind Ltd 可変バルブタイミング装置
US4977867A (en) * 1989-08-28 1990-12-18 Rhoads Jack L Self-adjusting variable duration hydraulic lifter
DE3929072A1 (de) * 1989-09-01 1991-03-07 Bosch Gmbh Robert Ventilsteuervorrichtung mit magnetventil fuer brennkraftmaschinen
US4930465A (en) * 1989-10-03 1990-06-05 Siemens-Bendix Automotive Electronics L.P. Solenoid control of engine valves with accumulator pressure recovery
DE3939066A1 (de) * 1989-11-25 1991-05-29 Bosch Gmbh Robert Elektrohydraulische ventilsteuervorrichtung fuer brennkraftmaschinen
DE3939003A1 (de) * 1989-11-25 1991-05-29 Bosch Gmbh Robert Hydraulische ventilsteuervorrichtung fuer brennkraftmaschinen
DE3939002A1 (de) * 1989-11-25 1991-05-29 Bosch Gmbh Robert Hydraulische ventilsteuervorrichtung fuer eine mehrzylinder-brennkraftmaschine
DE3939065A1 (de) * 1989-11-25 1991-05-29 Bosch Gmbh Robert Hydraulische ventilsteuervorrichtung fuer brennkraftmaschinen
DE4005906A1 (de) * 1990-02-24 1991-08-29 Mahle Gmbh Tauchkolben mit variabler kompressionshoehe fuer verbrennungsmotoren
JPH03260344A (ja) * 1990-03-08 1991-11-20 Honda Motor Co Ltd 内燃エンジンの制御方法
DE4027630C1 (de) * 1990-08-31 1991-12-05 Dr.Ing.H.C. F. Porsche Ag, 7000 Stuttgart, De
US5542382A (en) * 1991-04-01 1996-08-06 Caterpillar Inc. Dual compression and dual expansion internal combustion engine and method therefor
US5127375A (en) * 1991-04-04 1992-07-07 Ford Motor Company Hydraulic valve control system for internal combustion engines
US5158048A (en) * 1992-04-02 1992-10-27 Siemens Automotive L.P. Lost motion actuator
US5451029A (en) * 1992-06-05 1995-09-19 Volkswagen Ag Variable valve control arrangement
US5255639A (en) * 1992-10-15 1993-10-26 Siemens Automotive L.P. Integral EVT/cylinder head assembly with self-purging fluid flow
US5216988A (en) * 1992-10-15 1993-06-08 Siemens Automotive L.P. Dual bucket hydraulic actuator
US5996550A (en) * 1997-07-14 1999-12-07 Diesel Engine Retarders, Inc. Applied lost motion for optimization of fixed timed engine brake system
ITTO980060A1 (it) * 1998-01-23 1999-07-23 Fiat Ricerche Perfezionamenti ai motori a combustione intenra con valvole ad azionam ento variabile.
IT1302071B1 (it) * 1998-02-26 2000-07-20 Fiat Ricerche Motore a combustione interna con valvole ad azionamento variabile.
GB2348245B (en) * 1999-03-25 2002-10-23 Ricardo Inc Valvegear for engines of reciprocating piston type
IT1307361B1 (it) * 1999-10-06 2001-11-06 Fiat Ricerche Perfezionamenti ai motori a combustione interna con valvole adazionamento variabile.
AT4872U1 (de) * 2000-11-20 2001-12-27 Avl List Gmbh Variabler ventiltrieb für ein nockenbetätigtes hubventil einer brennkraftmaschine
US6619250B2 (en) 2001-03-16 2003-09-16 Frank A. Folino Desmodromic valve actuation system
US7082912B2 (en) * 2001-03-16 2006-08-01 Folino Frank A System and method for controlling engine valve lift and valve opening percentage
US6953014B2 (en) * 2001-03-16 2005-10-11 Folino Frank A Thermal compensating desmodromic valve actuation system
ITTO20010269A1 (it) * 2001-03-23 2002-09-23 Fiat Ricerche Motore a combustione interna, con sistema idraulico di azionamento variabile delle valvole, e mezzi di compensazione delle variazioni di vol
ITTO20010271A1 (it) * 2001-03-23 2002-09-23 Fiat Ricerche Perfezionamenti ai motori a combustione interna con sistema idraulicoper l'azionamento variabile delle valvole del motore.
US6477997B1 (en) 2002-01-14 2002-11-12 Ricardo, Inc. Apparatus for controlling the operation of a valve in an internal combustion engine
ITTO20020149A1 (it) * 2002-02-21 2003-08-21 C R F Societa Con Sortile Per Motore pluricilindrico a combustione interna con dispositivo idraulico a controllo elettronico per l'azionamento variabile delle valvole, in
US6644265B2 (en) 2002-04-09 2003-11-11 Eaton Corporation Electro-hydraulic manifold assembly and method of making same for controlling de-activation of combustion chamber valves in a multicylinder engine
DE10232880A1 (de) * 2002-07-19 2004-01-29 Ina-Schaeffler Kg Nehmereinheit eines strömungsmittelbetätigten variablen Ventiltriebs einer Brennkraftmaschine
JP4324399B2 (ja) * 2003-03-28 2009-09-02 株式会社カネカ グラファイトフィルム及びポリイミドフィルム
US7350491B2 (en) * 2005-10-24 2008-04-01 Eaton Corporation Lash adjuster and valve system
US7555999B2 (en) * 2005-10-24 2009-07-07 Eaton Corporation Cold temperature operation for added motion valve system
US7677212B2 (en) * 2006-06-30 2010-03-16 Eaton Corporation Added motion hydraulic circuit with proportional valve
US20080017142A1 (en) * 2006-06-30 2008-01-24 Eaton Corporation Energy Recovery System for an Added Motion System
US8033261B1 (en) 2008-11-03 2011-10-11 Robbins Warren H Valve actuation system and related methods
US9631526B2 (en) * 2014-09-17 2017-04-25 Fca Us Llc Engine variable valve lift system having integrated hydraulic fluid retention
US9625050B2 (en) * 2015-01-26 2017-04-18 Ningbo Hoyea Machinery Manufacture Co., Ltd. Engine valve actuation system
EP3156619B1 (de) * 2015-10-13 2018-06-06 C.R.F. Società Consortile per Azioni System und verfahren zur variablen betätigung eines ventils einer brennkraftmaschine mit einer vorrichtung zur dämpfung von druckschwingungen
DE102018109385A1 (de) * 2018-04-19 2019-10-24 L.T.A.G. Ltd. Hydraulischer ventiltrieb für ein zylinderventil einer brennkraftmaschine
SE1850960A1 (en) * 2018-08-08 2019-10-01 C Falk Remote Control Ab Torque-limiting clutch comprising a release trigger mechanism
SE546024C2 (en) * 2022-07-11 2024-04-16 Freevalve Ab An apparatus comprising a plurality of tools, wherein each tool comprises at least one hydraulic chamber

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2019252A (en) * 1932-11-25 1935-10-29 Roland J Kenny Valve operating means
US4134371A (en) * 1977-04-28 1979-01-16 Hausknecht Louis A Valve control system
DE2840445C2 (de) * 1978-09-16 1984-10-04 M.A.N. Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg AG, 8500 Nürnberg Hydraulische Vorrichtung zum Betätigen eines Gaswechselventils für Brennkraftmaschinen
DE2926327A1 (de) * 1979-06-29 1981-01-29 Volkswagenwerk Ag Mechanisch-hydraulische ventilsteuerung
DE2941084A1 (de) * 1979-10-10 1981-04-23 Fritz Gotthold 6453 Seligenstadt Rottluff Hydraulischer tassenstoessel mit hydrodynamischer entlueftung
US4337739A (en) * 1980-03-24 1982-07-06 Jordan Edgar R Valve control mechanism for internal combustion engines
DE3135650A1 (de) * 1981-09-09 1983-03-17 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart "ventilsteuerung fuer hubkolben-brennkraftmaschinen mit mechanisch-hydraulischen bewegungsuebertragungsmitteln"
GB2107393B (en) * 1981-10-20 1984-10-24 Lucas Ind Plc I c engine with a fluid pressure valve operating system
JPS59229013A (ja) * 1983-06-09 1984-12-22 Nissan Motor Co Ltd 油圧式弁駆動装置

Also Published As

Publication number Publication date
DE3661217D1 (en) 1988-12-22
DE3511819A1 (de) 1986-10-09
US4671221A (en) 1987-06-09
EP0196441A1 (de) 1986-10-08
JPH0650046B2 (ja) 1994-06-29
JPS61275516A (ja) 1986-12-05

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP0196441B1 (de) Ventilsteuervorrichtung
EP0341440B1 (de) Ventilsteuervorrichtung mit Magnetventil für Brennkraftmaschinen
DE19633258C1 (de) Druckverstärker für Fluide, insbesondere für Hydraulikflüssigkeiten
DE19500706C2 (de) Zumeßventil zur Dosierung von Flüssigkeiten oder Gasen
DE69929296T2 (de) Hochdruckkraftstoffpumpe mit veränderlicher Druckflussmenge
EP0441909B1 (de) Ventilsteuervorrichtung mit magnetventil für brennkraftmaschinen
DE19530191A1 (de) Pleuelstange
DE3151953C2 (de)
EP0404916B1 (de) Kraftstoffeinpritzdüse
EP0302904A1 (de) Kraftstoffeinspritzpumpe für eine brennkraftmaschine.
DE3604233C2 (de)
DE2004908B2 (de) Kolbenschwingungsdämpfer
DE3802161A1 (de) Dieseleinspritzung durch elektrohydraulisch betriebene zylinderfoermige schieber
DE3149604A1 (de) Hydraulisches kolbenventil
DE4131033A1 (de) Radialkolbenpumpe
DE827140C (de) Brennstoffeinspritzventil
DE3625664C2 (de)
EP0280745B1 (de) Kolbenmembranpumpe
DE10113008A1 (de) Magnetventil zur Steuerung eines Einspritzventils einer Brennkraftmaschine
DE10201167A1 (de) Vorrichtung zur Steuerung eines Öffnungsquerschnitts in einem Verbrennungszylinder einer Brennkraftmaschine
DE3712842C1 (de) Tauchkolben mit veraenderlicher Kompressionshoehe fuer Verbrennungsmotoren
DE19547187C2 (de) Pneumatisch beaufschlagbare Hubkolbenmaschine
DE1944177A1 (de) Steuerung von Ein- und Auslassventilen von Brennkraftmaschinen durch Fluessigkeit
DE4402456C2 (de) Förderbeginnverstelleinrichtung
DE3342942C2 (de)

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): DE FR GB

17P Request for examination filed

Effective date: 19870404

17Q First examination report despatched

Effective date: 19871021

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): DE FR GB

GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)
REF Corresponds to:

Ref document number: 3661217

Country of ref document: DE

Date of ref document: 19881222

ET Fr: translation filed
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed
PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Payment date: 19940209

Year of fee payment: 9

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Payment date: 19940228

Year of fee payment: 9

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 19940425

Year of fee payment: 9

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: 746

Effective date: 19940512

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: DL

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Effective date: 19950219

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 19950219

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Effective date: 19951031

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Effective date: 19951101

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST