EP0915235A2 - Hydraulische Betätigungsvorrichtung für ein Brennkraftmaschinen-Gaswechselventil - Google Patents

Hydraulische Betätigungsvorrichtung für ein Brennkraftmaschinen-Gaswechselventil Download PDF

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EP0915235A2
EP0915235A2 EP98119578A EP98119578A EP0915235A2 EP 0915235 A2 EP0915235 A2 EP 0915235A2 EP 98119578 A EP98119578 A EP 98119578A EP 98119578 A EP98119578 A EP 98119578A EP 0915235 A2 EP0915235 A2 EP 0915235A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
hydraulic
valve
gas exchange
actuating device
line
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.)
Withdrawn
Application number
EP98119578A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0915235A3 (de
Inventor
Roland Barth
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.)
Bayerische Motoren Werke AG
Original Assignee
Bayerische Motoren Werke AG
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Publication date
Priority claimed from DE19749303A external-priority patent/DE19749303A1/de
Priority claimed from DE19752053A external-priority patent/DE19752053A1/de
Application filed by Bayerische Motoren Werke AG filed Critical Bayerische Motoren Werke AG
Publication of EP0915235A2 publication Critical patent/EP0915235A2/de
Publication of EP0915235A3 publication Critical patent/EP0915235A3/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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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
    • 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

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic actuating device for a Internal combustion engine gas exchange valve, on which one in a cylinder guided plunger acts, which is controlled to open the gas exchange valve by at least one electrically operated hydraulic valve with one High-pressure pump via hydraulic medium provided through a supply line is applied, and with a later closing of the gas exchange valve this hydraulic medium from the tappet-cylinder unit a discharge line is discharged.
  • the technical environment becomes an example referred to DE-OS 20 10 291.
  • a hydraulic actuation of the gas exchange valves is generally distinguished (Charge exchange valves) of an internal combustion engine through immense Advantages, in particular through a completely variable control option, so that the opening time and the closing time and in the case of short opening times, the valve stroke of the respective one According to requirements can be chosen freely without to be fixed in any way by a camshaft or the like.
  • a hydraulic valve actuator in particular have very short response times for a high-speed internal combustion engine, after all, at a quite normal engine speed of 6000 rpm each gas exchange valve 3000 times per minute to open and close.
  • a hydraulic valve that acts on it a plunger actuating the gas exchange valve with hydraulic medium controls, the hydraulic medium under high pressure must also be present release or block this frequency. That in the aforementioned However, the electromechanical slide valve shown in step is not shown in this the situation.
  • the object of the present invention is to provide a remedial measure for the problems described.
  • the solution to this problem is characterized in that a hydraulic valve designed as a hydraulic seat valve is provided both in the supply line and in the discharge line, the one in the supply line being closed when de-energized and the one in the discharge line being open when de-energized.
  • Advantageous training and further education are included in the subclaims.
  • two hydraulic valves are provided, each as simple open-close valves and thus designed as so-called hydraulic seat valves are.
  • Such simple valves can be extremely quickly in each move to a different position because the positional accuracy is not high Requirements are made.
  • There is a full control the hydraulic actuator can be achieved if one of these two Valves in the supply line, through which the plunger the hydraulic medium is fed under pressure, and the other in the discharge line, over which returns the hydraulic medium to a reservoir, for example is provided.
  • the seat valve provided in the supply line is now closed when de-energized and that in the discharge line open when de-energized, see above for a desired opening movement of the gas exchange valve the two hydraulic seat valves are energized.
  • the open gas exchange valve must be kept open, only that in the discharge line provided hydraulic seat valve are energized and should eventually the gas exchange valve can be closed, the energization of both Hydraulic valves are broken off.
  • the return movement of the gas exchange valve to its closed position can either be initiated by a conventional valve closing spring, or also through the hydraulic medium provided by the high pressure pump, like two of the preferred embodiments explained later show the invention.
  • This so-called pressure-increasing element brings about a quasi-automatic increase in the hydraulic system pressure upstream of the tappet-cylinder unit, taking advantage of fluid dynamic effects.
  • the adjustment of the pressure increasing element and the relevant line lengths in the hydraulic system can take place in such a way that the water hammer principle known per se can be used.
  • This water hammer principle (in English known as “water hammer") is known to the person skilled in the art of hydraulics or fluid mechanics and is inclusive of the corresponding calculation formulas, for example in the textbook Fluid Mechanics "by E. Truckenbrodt, published by Springer-Verlag, 1980 on pages 55 ff. Described in detail.
  • This water hammer principle is also used in the design of high-pressure fuel injection systems for internal combustion engines.
  • the length is particularly important optimize the line section of the supply line that the output of the pressure increasing element with the tappet-cylinder unit connects.
  • the system pressure in the so-called high pressure area upstream of the ram can be caused by pressure surges that can be specifically caused in this line section so far compared to the pressure provided by the high pressure pump be that a desired (highly accelerated) movement of the Tappet and thus also the gas exchange valve already at a low level pressure values provided by the high pressure pump are triggered can.
  • these pressure surges cause a pressure increase of up to 10 times the system pressure compared to that of the high pressure pump provided hydraulic pressure possible. That thereby the funding the high pressure pump versus a hydraulic actuator reduced without such a pressure increasing element and thus the energy requirement a hydraulic actuating device according to the invention reduced is obvious.
  • the pressure increasing element is preferably a so-called porous wall ", ie it consists of a check valve which opens towards the tappet-cylinder unit (and consequently blocks in the opposite direction) and to which a line piece with a throttle point is connected in parallel.
  • This pressure-increasing element thus advantageously acts simultaneously as a vibration damper for secondary vibrations in the Tappet-engaging section of the hydraulic system.
  • the gas exchange valve designated by the reference number 1 of an internal combustion engine is to be opened by the hydraulic actuating device shown, i.e. starting from the position shown in the direction of arrow 2 from its valve seat 3 in the internal combustion engine cylinder head, which is only shown in fragments 4 are lifted off and then against it Arrow direction 2 closed again, i.e. back to the position shown brought in which the valve plate of the gas exchange valve 1 the valve seat 3 is seated.
  • Each tappet-cylinder unit 20 consists of the basic structure a plunger 21 acting on the stem of the gas exchange valve 1, the within a cylinder 22 in or against the direction of arrow 2 longitudinally displaceable is led. Is in the interior of the cylinder 22 via a hydraulic circuit 10 branch line 11 hydraulic medium under high If pressure is introduced at a suitable point, this pressure is transferred the end face 21a of the tappet 21 facing away from the gas exchange valve 1, see above that the latter is moved downward in the direction of arrow 2. After yourself on the end face 21b of the tappet 21 facing the gas exchange valve 1 supports the gas exchange valve 1 with its unspecified stem, this will of course also change the gas exchange valve 1 desired moves.
  • a stop 23 limits the maximum Displacement of the plunger 21 in the direction of arrow 2, in the Embodiments according to FIGS. 2, 3, this stop 23 carries a Cylinder 22 to the gas exchange valve 1 closing closing plate 22a, see above that this also limits the possible displacement of the plunger 21 is.
  • the two hydraulic valves 14a, 14b are electrically operated, hydraulic Seat valves formed, which explained in more detail above has been.
  • the hydraulic valve 14a provided in the supply line 13 is closed when de-energized (as shown here), while in the discharge line 15 provided hydraulic valve 14b (as shown) is open when de-energized.
  • the two hydraulic valves 14a, 14b must therefore be energized, whereby hydraulic medium provided by the high pressure pump 12 get into the tappet-cylinder unit 20 via the spur line 11 and the Push the plunger 21 and thus the gas exchange valve 1 as required can.
  • the gas exchange valve 1 If the gas exchange valve 1 is to be kept in its open position, so the energization of the hydraulic valve 14a can be switched off, whereby this assumes its closed position. By energizing further in The hydraulic valve 14b is held in its closed position, so that it continues sufficiently high hydraulic pressure on the end face 21a of the tappet 21 is applied to this in the position keeping the gas exchange valve 1 open hold.
  • the gas exchange valve 1 should go in the opposite direction of the arrow 2 must be closed, so that it lies against the end face 21a Hydraulic medium are discharged from the tappet-cylinder unit 20 and again via the stub 11 and then through Switching off the energization of the hydraulic valve 14b released discharge line 15. As a result, the hydraulic pressure on the end face 21a of the Ram 21 removed.
  • Hydraulic valves 14a, 14b designed as hydraulic seat valves characterized by extremely short response times.
  • the closing movement is in the embodiment of FIG. 1 the gas exchange valve 1 initiated by the valve closing spring 5, as soon as there is no more hydraulic pressure on the end face 21a of the plunger 21.
  • the gas exchange valve 1 In order to abruptly put the gas exchange valve 1 with his Preventing valve disc on valve seat 3 is in the tappet-cylinder unit 20 a so-called. End position damper is provided, briefly below is described.
  • the plunger 21 has a stepped piston shape and is immersed towards the end of the closing movement with its smaller-sized plunger section 21c in an end portion 22b of the cylinder which is adapted to this 22 a.
  • the plunger 21 has a ball check valve 24 cavity 21e which can be filled with the hydraulic medium, wherein in the support area of the valve ball of the ball check valve 24 for Front end 21a of the larger cross-section plunger section 21d leading Branch holes 21f open.
  • the valve ball of the ball check valve is located here 24 in the mouth area of a tappet section with a smaller cross section 21c extending, on the one hand with the stub 11 and on the other supply channel 21g connected to the cavity 21e. Therefor supports an unspecified, the valve ball of the ball check valve 24 presses against the mouth area of the feed channel 21g Spring element on the cavity 21e to the side of the gas exchange valve 1 final so-called spring rest 21h.
  • the end face is ultimately in the second 21b of the plunger 21 with hydraulic line supply line 16, a hydraulic valve 17a is provided.
  • a second is also planned Discharge line 18, through which the hydraulic medium from which the strin surface 21b of the plunger 21 which are not designated in greater detail with hydraulic pressure second hydraulic chamber ultimately in the hydraulic collecting tank 19 can be dissipated.
  • This second discharge line 18 can be by means of of a hydraulic valve 17b can be opened or shut off.
  • the hydraulic valves 17a, 17b are analogous to the hydraulic valves 14a, 14b again formed as an electrically operated hydraulic poppet valve, whereby the hydraulic valve 17a open as shown and the hydraulic valve 17b is closed when de-energized.
  • the two hydraulic valves 17a, 17b can be controlled just as easily and quickly as the hydraulic valves 14a, 14b, which has already been explained above in connection with these. Otherwise, the second discharge line 18 opens into the first discharge line 15 and thus ultimately again in the hydraulic collecting tank 19.
  • the high pressure pump 12 Preferably comes as the hydraulic medium to actuate the gas exchange valve 1 the lubricating oil Internal combustion engine, not shown, used. With the hydraulic collecting tank 19 is therefore the oil pan of the internal combustion engine. A conventional internal combustion engine lubricating oil pump is therefore also provided 30, here as a pre-feed pump for the high pressure pump 12 acts. Downstream one on the pressure side of the lubricating oil pump 30 provided oil filter 31 is a conventional lubricating oil pressure control valve 32 provided, downstream of it and upstream of the high pressure pump 12 not Branch shown shown branch to the lubrication points of the internal combustion engine to lead.
  • a partial flow of the downstream of the lubricating oil pressure control valve 32 is present Lubricating oil is used as the hydraulic medium by the high pressure pump 12 sucked in, which, like the lubricating oil pump 30, mechanically can be driven by the internal combustion engine, but alternatively also as an electrically driven radial piston pump or axial piston pump can be trained.
  • the feed line already mentioned leads on the pressure side 13 to the hydraulic valve 14a, upstream of which a branch line 33 branches off, the one hand a pressure accumulator 34 either continuously or alternatively also connectable in the hydraulic circuit 10, and the other hand also the second feed line 16 in the exemplary embodiments 2, 3 supplied with hydraulic medium. Downstream of the junction this second supply line 16 is a further filter in the branch line 33 35 and downstream of which a pressure relief valve 36 for each High-pressure part of the hydraulic circuit 10, provided the derivative of the pressure relief valve 36 again in the hydraulic reservoir 19 opens.
  • the temperature of the hydraulic medium circulated in the hydraulic circuit 10 can vary in a wide range, especially when used as a hydraulic medium the lubricating oil of the internal combustion engine is used. Its temperature can be between -40 ° C and + 150 ° C. Around resulting viscosity differences, for precise control the hydraulic gas exchange valve actuating device is to be able to compensate at least essentially, is the working point this pressure relief valve 36 depending on the Temperature of the hydraulic medium (in a preferred embodiment) changeable. With this temperature-controlled pressure relief valve 36 the hydraulic pressure can be increased for a short time, as long as until the hydraulic medium has reached a sufficient operating temperature.
  • a hydraulic circuit 10, which is not shown, can also be integrated Heat storage, which is preferably designed as a latent heat storage can be.
  • This heat storage can in particular upstream of the High-pressure pump 12 must be installed and represents in the hydraulic circuit 10 thus relatively warm hydraulic medium even when the internal combustion engine is cold started available so that the actuation of the gas exchange valve 1 by the tappet-cylinder unit 20 due to the then lower Viscosity of the hydraulic medium can be done as desired.
  • an electronic control unit due to which Signals the hydraulic valves 14a, 14b (and possibly 17a, 17b) the requirements be switched accordingly.
  • the im Hydraulic circuit 10 circulated volume flow can together with the information about the switching status of the individual hydraulic valves electronic control unit also the respective position of the gas exchange valve Calculate 1.
  • the pendulum effects of the hydraulic fluid column in particular in the Supply line 13 are taken into account, such that taking advantage of this Pendulum effects of the energy expenditure, in particular of the high pressure pump 12 is minimized.
  • the plunger 21 can also be provided in this way Apply hydraulic medium that the gas exchange valve 1 - at least in the embodiment of FIG. 1 - in particular during its opening movement takes off from the plunger 21.
  • Fig. 1 shows furthermore that for several to be operated in the same direction Gas exchange valves 1 of an internal combustion engine cylinder a plurality of tappet-cylinder units 20 with a single supply line 13 (possibly also 16) and a single discharge line 15 (possibly also 18) are provided.
  • these two tappet-cylinder units 20 one Internal combustion engine cylinders, but all tappet-cylinder units 20 a multi-cylinder internal combustion engine, which then the several Actuate gas exchange valves 1 individually, in a common assembly bar be arranged, in which also the respectively assigned hydraulic valves 14a, 14b (and possibly 17a, 17b) can be provided to keep assembly and maintenance costs low,
  • valve closing spring 5 can be a conventional coil spring, alternatively but also be a gas (pressure) spring.
  • the gas exchange valve 1 If the gas exchange valve 1 is to be kept in its open position, so the energization of the hydraulic valve 14a can be switched off, whereby this assumes its closed position. By energizing further in the hydraulic valve 14b is held in its closed position, so that continues sufficiently high hydraulic pressure on the gas exchange valve 1 facing away Face of the plunger 21 abuts this in the gas exchange valve 1 hold open position. Should be in a next one Step the gas exchange valve 1 is closed in the direction of the arrow 2, so the hydraulic medium lying against the end face mentioned must be made of the plunger-cylinder unit 20 are discharged via the discharge line 15, which is then switched off by energizing the hydraulic valve 14b is released. As a result, the hydraulic pressure at the gas exchange valve 1 facing away from the plunger 21 removed.
  • the desired movement of the gas exchange valve 1 can thus be initiated by the simplest switching operations, it being pointed out that the hydraulic valves 14a, 14b designed as hydraulic seat valves are distinguished by extremely short response times.
  • the closing movement of the gas exchange valve 1 is initiated by the valve closing spring 5 as soon as there is no longer any hydraulic pressure on the end face of the plunger 21 facing away from the gas exchange valve 1.
  • a so-called end position damper (not shown in FIG. 4) can be provided in the tappet-cylinder unit 20.
  • the pressure increasing member 38 is a so-called porous wall ", ie it consists of a check valve 38a which opens towards the tappet-cylinder unit 20 (and consequently blocks in the opposite direction), to which a line piece 38c having a throttle point 38b is connected in parallel.
  • a check valve 38a which opens towards the tappet-cylinder unit 20 (and consequently blocks in the opposite direction)
  • a line piece 38c having a throttle point 38b is connected in parallel.
  • outlet 38d of the pressure-increasing element 38 the line branch containing the check valve 38a and the line section 38c containing the throttle point 38b are brought together again.
  • the pressure increase member 38 and the length L 2 of that line section of the supply line 13 'that connects the outlet 38d of the pressure increase member 38 to the tappet-cylinder unit 20 is designed so that the known water hammer principle can be used to significantly increase the pressure upstream of the To achieve tappet-cylinder unit 20.
  • the corresponding calculation formulas for this can be found, for example, in the literature cited above (E.
  • the length L 1 between the unspecified inlet side of the pressure-increasing element 38 (on this inlet side the check valve 38a and the throttle point 38b or the associated line piece 38c branches) can also have an influence Hydraulic valve 14a controlling hydraulic medium is suitably switched, the pressure surge principle or water hammer principle in the hydraulic system upstream of the tappet-cylinder unit 20 is used to move the tappet 21 and thus the gas exchange valve 1 as desired with the lowest possible delivery rate of the high-pressure pump 12, ie to accelerate it .
  • this hydraulic valve 14a should open very quickly and at the same time open up a sufficiently large cross section to allow the required volume of hydraulic medium to flow quickly into the tappet-cylinder unit 20.
  • An equally rapid subsequent closing of the hydraulic valve 14a then leads to the formation of the desired pressure surge in the line section of the supply line 13 ′ designated L 2 .
  • L 2 the desired pressure surge in the line section of the supply line 13 ′ designated L 2 .
  • an additional vibration damper unit 40 consisting of a check valve 40a and a line section with a throttle point 40b connected in parallel to it, is (optionally) provided in its supply line 13.
  • this vibration damper unit 40 also acts as a porous wall and prevents secondary waves, which arise due to the pressure surges in the supply line 13 ', from propagating via the open hydraulic valve 14a in the supply line 13 to the high-pressure pump 12.
  • L 3 denotes that section of the feed line 13 which acts as an acceleration line section.
  • the same pressure-increasing element 38 is provided downstream of the hydraulic valve 14a that controls the supply of hydraulic medium to the tappet-cylinder unit 20, and the same pressure damper unit 40 is provided upstream thereof as in the exemplary embodiment according to FIG.
  • the already described length ratios of the hydraulic lines concerned namely in particular of the section of the supply line 13 ′ designated L 2 , are fundamentally similar.
  • the two hydraulic valves 14a, 14b are combined here in a 4/3-way slide valve 14.
  • FIG. 5 also shows in the hydraulic circuit 10 downstream of the high pressure pump 12 arranged and on the temperature of the hydraulic medium responsive proportional pressure control unit 39.
  • This pressure control unit 39 consists of a proportional pressure control valve 39a and one of these downstream aperture 39b.
  • the proportional pressure control valve 39a is used as the controlled variable, the temperature of the hydraulic medium, so that with this temperature-controlled pressure control unit 39 regardless of the current one Temperature of the hydraulic medium is essentially always the same Switching behavior of the hydraulic valves 14a, 14b and thus an essentially Always the same sequence of movements of the tappet-cylinder unit 20 actuated gas exchange valve 1 can be achieved.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine hydraulische Betätigungsvorrichtung für ein Brennkraftmaschinen-Gaswechselventil (1), auf welches ein in einem Zylinder (22) geführter Stößel (21) einwirkt, der zum Öffnen des Gaswechselventiles (1) gesteuert durch zumindest ein elektrisch betätigtes Hydraulik-Ventil mit von einer Hochdruckpumpe (12) über eine Zufuhrleitung (13) bereitgestelltem Hydraulikmedium beaufschlagt wird, und wobei mit einem späteren Schließen des Gaswechselventiles (1) dieses Hydraulikmedium aus der Stößel-Zylinder-Einheit (20) über eine Abfuhrleitung (15) abgeführt wird. Erfindungsgemäß ist sowohl in der Zufuhrleitung (13,13') als auch in der Abfuhrleitung (15) ein als hydraulisches Sitzventil ausgebildetes Hydraulik-Ventil (14a,14b) vorgesehen, wobei dasjenige in der Zufuhrleitung (13') stromlos geschlossen und dasjenige in der Abfuhrleitung (15) stromlos offen ist. Beschrieben ist ferner ein sog. Drucksteigerungsglied (38), welches unter Ausnutzung strömungsdynamischer Effekte eine quasi selbsttätige Erhöhung des Hydraulik-Systemdruckes stromauf der Stößel-Zylinder-Einheit (20) bewirkt. Insbesondere soll die Abstimmung des Drucksteigerungsgliedes (38) und der relevanten Leitungslängen im hydraulischen System so erfolgen, daß das an sich bekannte Wasserschlagprinzip nutzbar ist. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft eine hydraulische Betätigungsvorrichtung für ein Brennkraftmaschinen-Gaswechselventil, auf welches ein in einem Zylinder geführter Stößel einwirkt, der zum Öffnen des Gaswechselventiles gesteuert durch zumindest ein elektrisch betätigtes Hydraulik-Ventil mit von einer Hochdruckpumpe über eine Zufuhrleitung bereitgestelltem Hydraulikmedium beaufschlagt wird, und wobei mit einem späteren Schließen des Gaswechselventiles dieses Hydraulikmedium aus der Stößel-Zylinder-Einheit über eine Abfuhrleitung abgeführt wird. Zum technischen Umfeld wird beispielshalber auf die DE-OS 20 10 291 verwiesen.
Grundsätzlich zeichnet sich eine hydraulische Betätigung der Gaswechselventile (Ladungswechselventile) einer Brennkraftmaschine durch immense Vorteile aus, nämlich insbesondere durch eine vollkommen variable Ansteuerungsmöglichkeit, so daß der Öffnungszeitpunkt und der Schließzeitpunkt sowie bei kurzen Öffnungszeiten ggf. der Ventilhub den jeweiligen Anforderungen entsprechend vollkommen frei gewählt werden können, ohne durch eine Nockenwelle oder dgl. in irgendeiner Weise festgelegt zu sein.
Jedoch muß eine hydraulische Ventil-Betätigungsvorrichtung insbesondere für eine schnellaufende Brennkraftmaschine sehr kurze Ansprechzeiten besitzen, nachdem es doch gilt, bei einer durchaus üblichen Brennkraftmaschinendrehzahl von 6000 U/min jedes Gaswechselventil 3000 mal pro Minute zu öffnen und zu schließen. Ein Hydraulik-Ventil, das die Beaufschlagung eines das Gaswechselventil betätigenden Stößels mit Hydraulikmedium steuert, muß somit das unter Hochdruck anliegende Hydraulikmedium mit dieser Frequenz freigeben oder absperren. Das in der eingangs genannten Schritt gezeigte elektromechanische Schieberventil ist hierzu jedoch nicht in der Lage.
Eine Abhilfemaßnahme für diese geschilderte Problematik aufzuzeigen, ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung.
Die Lösung dieser Aufgabe ist dadurch gekennzeichnet, daß sowohl in der Zufuhrleitung als auch in der Abfuhrleitung ein als hydraulisches Sitzventil ausgebildetes Hydraulik-Ventil vorgesehen ist, wobei dasjenige in der Zufuhrleitung stromlos geschlossen und dasjenige in der Abfuhrleitung stromlos offen ist. Vorteilhafte Aus- und Weiterbildungen sind Inhalt der Unteransprüche.
Erfindungsgemäß sind zwei Hydraulik-Ventile vorgesehen, die jeweils als einfache Auf-Zu-Ventile und somit als sog. hydraulische Sitzventile ausgebildet sind. Derartige einfache Ventile lassen sich extrem schnell in die jeweils andere Position bringen, da an die jeweilige Positionsgenauigkeit keine hohen Anforderungen gestellt werden. Dabei ist eine vollwertige Ansteuerung der hydraulischen Betätigungsvorrichtung erzielbar, wenn eines dieser beiden Ventile in der Zufuhrleitung, über welche dem Stößel das Hydraulikmedium unter Druck zugeführt wird, und das andere in der Abfuhrleitung, über welche das Hydraulikmedium beispielsweise in einen Vorratsbehälter zurückgeführt wird, vorgesehen ist.
Ist nun wie vorgeschlagen das in der Zufuhrleitung vorgesehene Sitzventil stromlos geschlossen und dasjenige in der Abfuhrleitung stromlos offen, so müssen für eine gewünschte Öffnungsbewegung des Gaswechselventiles die beiden Hydraulik-Sitzventile bestromt werden. Soll das geöffnete Gaswechselventil offengehalten werden, so muß lediglich das in der Abfuhrleitung vorgesehene Hydraulik-Sitzventil bestromt werden und soll schließlich das Gaswechselventil geschlossen werden, so kann die Bestromung beider Hydraulik-Ventile abgebrochen werden. Durch diese wenigen einfachen und insbesondere sehr schnellen Schaltvorgänge ist es möglich, das Gaswechselventil wie gewünscht zu bewegen.
Die Rückbewegung des Gaswechselventiles in seine geschlossene Position kann dabei entweder durch eine übliche Ventilschließfeder initiiert werden, oder ebenfalls durch das von der Hochdruckpumpe bereitgestellte Hydraulikmedium, wie zwei der an späterer Stelle erläuterten bevorzugten Ausführungsbeispiele der Erfindung zeigen.
Zunächst wird jedoch noch eine besonders vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung ausführlicher beschrieben. Es kann nämlich der Enegiebedarf bzw. -aufwand einer bislang beschriebenen hydraulischen Ventil-Betätigungsvorrichtung unter gewissen Umständen relativ hoch sein, insbesondere wenn äußerst schnelle Öffnungsbewegungen des Gaswechselventiles erzeugt werden sollen, da hierfür ein relativ hoher Hydraulik-Systemdruck (bereitgestellt von der Hochdruckpumpe) benötigt wird. Diesbezüglich sind Verbesserungen möglich, wenn in einer sich an die bereits genannte Zufuhrleitung anschließenden Versorgungsleitung stromab des die Zufuhr von Hydraulikmedium steuernden Hydraulikventiles ein Drucksteigerungsglied, bestehend aus einem Rückschlagventil und einem zu diesem parallel geschalteteten Leitungsstück mit Drosselstelle, vorgesehen ist.
Dieses soeben genannte Drucksteigerungsglied bewirkt unter Ausnutzung strömungsdynamischer Effekte eine quasi selbsttätige Erhöhung des Hydraulik-Systemdruckes stromauf der Stößel-Zylinder-Einheit. Insbesondere kann dabei die Abstimmung des Drucksteigerungsgliedes und der relevanten Leitungslängen im hydraulischen System so erfolgen, daß das an sich bekannte Wasserschlagprinzip nutzbar ist. Dieses Wasserschlagprinzip (englischsprachig
Figure 00040001
water-hammer" genannt) ist dem Fachmann für Hydraulik bzw. Strömungsmechanik bekannt und ist inclusive der entsprechenden Berechnungsformeln bspw. im Lehrbuch Fluidmechanik" von E. Truckenbrodt, erschienen im Springer-Verlag, 1980 auf den Seiten 55 ff. ausführlich beschrieben. Dieses Wasserschlagprinzip wird im übrigen auch bei der Auslegung von Kraftstoff-Hochdruck-Einspritzanlagen bei Brennkraftmaschinen genutzt.
Neben dem Drucksteigerungsglied selbst ist dabei insbesondere die Länge desjenigen Leitungsabschnittes der Versorgungsleitung zu optimieren, der den Ausgang des Drucksteigerungsgliedes mit der Stößel-Zylinder-Einheit verbindet. Der Systemdruck im sog. Hochdruckbereich stromauf des Stößels kann durch in diesem Leitungsabschnitt gezielt hervorrufbare Druckstöße soweit gegenüber dem von der Hochdruckpumpe bereitgestellten Druck angehoben werden, daß eine gewünschte (hochbeschleunigte) Bewegung des Stößels und somit auch des Gaswechselventiles bereits bei reativ niedrigen von der Hochdruckpumpe bereitgestellten Druckwerten ausgelöst werden kann. Tatsächlich ist durch diese Druckstöße eine bis zu 10-fache Drucküberhöhung des Systemdruckes gegenüber dem von der Hochdruckpumpe bereitgestelltem Hydraulikdruck möglich. Daß hierdurch die Förderleistung der Hochdruckpumpe gegenüber einer hydraulischen Betätigungsvorrichtung ohne ein derartiges Drucksteigerungsglied gesenkt und somit der Energiebedarf einer erfindungsgemäßen hydraulischen Betätigungsvorrichtung reduziert werden kann, liegt auf der Hand.
Das Drucksteigerungsglied ist bevorzugt als sog. poröse Wand" ausgebildet, d.h. es besteht aus einem zur Stößel-Zylinder-Einheit hin öffnenden (und folglich in der Gegenrichtung sperrenden) Rückschlagventil, dem ein eine Drosselstelle aufweisendes Leitungsstück parallel geschaltet ist. Dieses Drucksteigerungsglied wirkt somit vorteilhafterweise gleichzeitig als Schwingungstilger für Sekundärschwingungen im den Stößel beaufschlagenden Abschnitt des Hydrauliksystems.
Im folgenden werden nun verschiedene bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der beigefügten Figurendarstellungen (Fig. 1 bis Fig.5) noch ausführlicher beschrieben. Dargestellt ist jeweils ein hydraulischer Schaltkreis mit einer lediglich prinzipiell dargestellten Stößel-Zylindereinheit, die auf das oder die abstrakt gezeigten Gaswechselventil(e) einer Brennkraftmaschine einwirkt. Dabei sind in sämtlichen Ausführungsbeispielen gleiche Bauteile mit gleichen Bezugsziffern bezeichnet, wobei noch darauf hingewiesen sei, daß sämtliche näher bezeichneten Elemente erfindungswesentlich sein können.
Das mit der Bezugsziffer 1 bezeichnete Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine soll durch die gezeigte hydraulische Betätigungsvorrichtung geöffnet, d.h. ausgehend von der dargestellten Position gemäß Pfeilrichtung 2 von seinem Ventilsitz 3 im lediglich bruchstückhaft dargestellten Brennkraftmaschinen-Zylinderkopf 4 abgehoben werden, und anschließend daran gegen Pfeilrichtung 2 wieder geschlossen, d.h. in die gezeigte Position zurück gebracht werden, in welcher der Ventilteller des Gaswechselventiles 1 auf dem Ventilsitz 3 aufsitzt.
Für die Initiierung dieser Bewegungen des Gaswechselventiles 1 ist die im folgenden beschriebene hydraulische Betätigungsvorrichtung vorgesehen, die neben einem in seiner Gesamtheit mit 10 bezeichneten Hydraulik-Schaltkreis eine in diesen eingebundene und auf das Gaswechselventil 1 entsprechend einwirkende Stößel-Zylinder-Einheit 20 aufweist.
Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 wird lediglich die Öffnungsbewegung des Gaswechselventiles 1 gemäß Pfeilrichtung 2 direkt von der hydraulischen Betätigungsvorrichtung initiiert, während die Schließbewegung des Gaswechselventiles 1 gegen Pfeilrichtung 2 - wie an von Nocken betätigten Gaswechsel-Ventiltrieben üblich - durch eine Ventilschließfeder 5 initiiert wird, die sich einerseits an einem am Schaft des Gaswechselventiles 1 befestigten Ventilfederteller 6 und andererseits am Brennkraftmaschinen-Zylinderkopf 4 wie gezeigt abstützt.
Bei den Ausführungsbeispielen nach den Fig. 2, 3, wird auch die Schließbewegung des Gaswechselventiles 1 durch die hydraulische Betätigungsvorrichtung initiiert, so daß hier keine Ventilschließfeder vorhanden ist. Die Ausführungsbeispiele nach den Figuren 4 und 5 enthalten schließlich das oben letztgenannte Drucksteigerungsglied.
Vom grundsätzlichen Aufbau her besteht jede Stößel-Zylinder-Einheit 20 aus einem auf den Schaft des Gaswechselventiles 1 einwirkenden Stößel 21, der innerhalb eines Zylinders 22 in bzw. gegen Pfeilrichtung 2 längsverschiebbar geführt ist. Wird in den Innenraum des Zylinders 22 über eine vom Hydraulik-Schaltkreis 10 abzweigende Stichleitung 11 Hydraulikmedium unter hohem Druck an geeigneter Stelle eingebracht, so überträgt sich dieser Druck auf die dem Gaswechselventil 1 abgewandte Stirnfläche 21a des Stößels 21, so daß letzterer gemäß Pfeilrichtung 2 nach unten bewegt wird. Nachdem sich an der dem Gaswechselventil 1 zugewandten Stirnfläche 21b des Stößels 21 das Gaswechselventil 1 mit seinem nicht näher bezeichneten Schaft abstützt, wird hierdurch selbstverständlich auch das Gaswechselventil 1 wie gewünscht bewegt.
Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 begrenzt ein Anschlag 23 den maximalen Verschiebeweg des Stößels 21 in besagter Pfeilrichtung 2, bei den Ausführungsbeispielen nach den Fig. 2, 3 trägt dieser Anschlag 23 eine den Zylinder 22 zum Gaswechselventil 1 hin abschließende Schließplatte 22a, so daß auch hierdurch der mögliche Verschiebeweg des Stößels 21 begrenzt ist.
Im später noch näher erläuterten Hydraulik-Schaltkreis 10 ist eine Hochdruckpumpe 12 vorgesehen, die Hydraulikmedium hohen Druckes bereitstellt. Über eine von der Hydraulikpumpe 12 wegführende Zufuhrleitung 13 kann dieses Hydraulikmedium zur Stichleitung 11 und somit zur Stößel-Zylinder-Einheit 20 gelangen, nachdem es ein Hydraulik-Ventil 14a passiert hat. Mit der später noch näher erläuterten Schließbewegung des Gaswechselventiles 1 wird das auf die Stirnfläche 21a des Stößels 21 einwirkende Hydraulikmedium ebenfalls über die Stichleitung 11 abgeführt und gelangt wieder in den Hydraulik-Schaltkreis 10, in welchem es über eine Abfuhrleitung 15 letztendlich einem Hydraulik-Sammelbehälter 19 zugeführt wird. In der Abfuhrleitung 15 ist ein weiteres Hydraulikventil 14b vorgesehen.
Die beiden Hydraulikventile 14a, 14b sind als elektrisch betätigte, hydraulische Sitzventile ausgebildet, was weiter oben bereits ausführlicher erläutert wurde. Das in der Zufuhrleitung 13 vorgesehene Hydraulikventil 14a ist stromlos geschlossen (wie hier dargestellt), während das in der Abfuhrleitung 15 vorgesehene Hydraulikventil 14b (wie gezeigt) stromlos offen ist. Für eine gewünschte Öffnungsbewegung des Gaswechselventiles 1 gemäß Pfeilrichtung 2 müssen somit die beiden Hydraulikventile 14a, 14b bestromt werden, wodurch von der Hochdruckpumpe 12 bereitgestelltes Hydraulikmedium über die Stichleitung 11 in die Stößel-Zylinder-Einheit 20 gelangen und den Stößel 21 und somit das Gaswechselventil 1 wie gewünscht verschieben kann.
Soll das Gaswechselventil 1 in seiner Offenposition gehalten werden, so kann die Bestromung des Hydraulikventiles 14a abgeschaltet werden, wodurch dieses seine Schließposition einnimmt. Durch Bestromung weiter in seiner Schließposition gehalten wird das Hydraulikventil 14b, sodaß weiterhin ausreichend hoher Hydraulikdruck an der Stirnseite 21a des Stößels 21 anliegt, um diesen in der das Gaswechselventil 1 offenhaltenden Position zu halten. Soll in einem nächsten Schritt das Gaswechselventil 1 gegen Pfeilrichtung 2 geschlossen werden, so muß das an der Stirnfläche 21a anliegende Hydraulikmedium aus der Stößel-Zylinder-Einheit 20 abgeführt werden und zwar wiederum über die Stichleitung 11 sowie über die dann durch Abschalten der Bestromung des Hydraulikventiles 14b frei gegebene Abfuhrleitung 15. Hierdurch wird der Hydraulikdruck an der Stirnseite 21a des Stößels 21 abgebaut.
Durch einfachste Schaltvorgänge kann somit die gewünschte Bewegung des Gaswechselventiles 1 initiiert werden, wobei darauf hingewiesen sei daß die als hydraulische Sitzventile ausgebildeten Hydraulikventile 14a, 14b sich durch äußerst kurze Ansprechzeiten auszeichnen.
Wie bereits erwähnt, wird beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 die Schließbewegung des Gaswechselventiles 1 durch die Ventilschließfeder 5 initiiert, sobald auf der Stirnfläche 21a des Stößels 21 kein Hydraulikdruck mehr anliegt. Um dabei ein zu abruptes Aufsetzen des Gaswechselventiles 1 mit seinem Ventilteller auf dem Ventilsitz 3 zu verhindern, ist in der Stößel-Zylinder-Einheit 20 ein sog. Endlagendämpfer vorgesehen, der im folgenden kurz beschrieben wird.
Wie ersichtlich ist der Stößel 21 stufenkolbenförmig ausgebildet und taucht gegen Ende der Schließbewegung mit seinem querschnittskleineren Stößel-Abschnitt 21c in einen diesem angepaßten Endabschnitt 22b des Zylinders 22 ein. Wie ebenfalls ersichtlich weist der Stößel 21 einen über ein Kugelrückschlagventil 24 mit dem Hydraulikmedium befüllbaren Hohlraum 21e auf, wobei im Auflagebereich der Ventilkugel des Kugelrückschlagventiles 24 zur Stirnseite 21a des querschnittsgrößeren Stößelabschnittes 21d führende Stichbohrungen 21f münden. Dabei liegt die Ventilkugel des Kugelrückschlagventiles 24 im Mündungsbereich eines im querschnittskleineren Stößelabschnitt 21c verlaufenden, einerseits mit der Stichleitung 11 und andererseits mit dem Hohlraum 21e verbundenen Zufuhrkanales 21g an. Hierfür stützt sich ein nicht näher bezeichnetes, die Ventilkugel des Kugelrückschlagventiles 24 gegen den Mündungsbereich des Zufuhrkanales 21g pressendes Federelement an einer den Hohlraum 21e zur Seite des Gaswechselventiles 1 hin abschließenden sog. Federauflage 21h ab.
Die Funktionsweise des beschriebenen Endlagendämpfers wird in der dargestellten Position des Stößels 21 (in sämtlichen Figuren 1 -3) deutlich ersichtlich. Sobald nämlich der querschnittskleinere Stößelabschnitt 21c in den Endabschnitt 22b des Zylinders 22 eingetaucht ist, wird das oberhalb der Stirnfläche 21a des querschnittsgrößeren Stößelabschnittes 21d befindliche Hydraulikmedium über die Stichbohrungen 21f verdrängt. Aus diesen Stichbohrungen 21f in den Zufuhrkanal 21g austreten kann das Hydraulikmedium jedoch nur, wenn nicht nur die Kraft des Federelementes des Kugelrückschlagventiles 24, sondern auch der im selbstverständlich auch mit Hydraulikmedium befüllten Hohlraum 21e herrschende Hydraulikdruck überwunden wird. Die damit verbundenen hohen Widerstände, die überwunden werden müssen, um den Stößel 21 und somit das Gaswechselventil 1 in seine Schließposition zu bewegen, führen dazu, daß die Schließbewegung gegen Ende erheblich abgebremst bzw. gedämpft wird.
Während - wie erwähnt - die Schließbewegung beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 durch die Ventilschließfeder 5 initiiert wird, wird bei den Ausführungsbeispielen nach den Fig. 2, 3 der von der Hochdruckpumpe 12 bereitgestellte Hydraulikdruck zum Schließen des Gaswechselventiles 1 bzw. zum entsprechenden Verschieben des Stößels 21 gegen Pfeilrichtung 2 herangezogen. Bei beiden Ausführungsbeispielen ist durch die bereits erwähnte Schließplatte 22a im Zylinder 22 ein von dieser sowie von der dem Gaswechselventil 1 zugewandten Stirnfläche 21b des Stößels 21 begrenzter weiterer Hydraulikraum gebildet, dem über eine zweite Zufuhrleitung 16, die letztendlich von der ersten Zufuhrleitung 13 stromauf des Hydraulikventiles 14a abzweigt, Hydraulikmedium zugeführt wird.
Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 ist in der zweiten Zufuhrleitung 16 kein Hydraulikventil vorgesehen, was zur Folge hat, daß der von der Hochdruckpumpe 12 bereitgestellte Hydraulikdruck stets in vollem Umfang an der Stirnfläche 21b des Stößels 21 anliegt. Nachdem jedoch sowohl bei diesem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 2 als auch beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 die bereits erwähnte Federauflage 21h wie ersichtlich kolbenförmig ausgebildet ist und die ebenfalls bereits erwähnte Schließplatte 22a durchdringt, ist die dem Hydraulikdruck ausgesetzte Stirnfläche 21b des Stößels 21 erheblich kleiner als die bei geöffnetem Hydraulikventil 14a ebenfalls diesem vollen Hyraulikdruck ausgesetzte Stirnfläche 21a des Stößels 21. Daher ist es trotz des an der Stirnfläche 21b anliegenden Hydraulikdruckes möglich, bei geöffnetem Hydraulikventil 14a den Stößel 21 durch den Hydraulikdruck gemäß Pfeilrichtung 2 zu verschieben.
Die sog. Federauflage 21h ist mit ihrem freien Ende fest mit dem Gaswechselventil 1 verbunden. Hierdurch wird dann, wenn das Hydraulikventil 14a geschlossen und das Hydraulikventil 14b geöffnet wird, beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 der Stößel 21 mit seiner Federauflage 21h und somit auch mit dem daran befestigten Gaswechselventil 1 durch den auf die Stirnfläche 21b einwirkenden Hydraulikdruck gegen Pfeilrichtung 2 nach oben verschoben und das Gaswechselventil 1 somit in seine Schließposition bewegt. Auch hierbei wirkt selbstverständlich wieder der bereits in Verbindung mit dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 beschriebene Endlagendämpfer.
Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 ist in der zweiten letztlich die Stirnfläche 21b des Stößels 21 mit Hydraulikdruck beaufschlagenden Zufuhrleitung 16 ein Hydraulikventil 17a vorgesehen. Vorgesehen ist ferner eine zweite Abfuhrleitung 18, über welche das Hydraulikmedium aus dem die Strinfläche 21b des Stößels 21 mit Hydraulikdruck beaufschlagenden nicht näher bezeichneten zweiten Hydraulikraum letzendlich in den Hydrauliksammelbehälter 19 abgeführt werden kann. Diese zweite Abfuhrleitung 18 kann mittels eines Hydraulikventiles 17b geöffnet oder abgesperrt werden.
Hier ist es somit möglich, die Stirnfläche 21b des Stößels 21 nur dann mit dem von der Hochdruckpumpe 12 bereitgestellten Hydraulikdruck zu beaufschlagen, wenn dies für eine Schließbewegung des Gaswechselventiles 1 gewünscht ist. Hierzu muß das Hydraulikventil 17a geöffnet und das Hydraulikventil 17b geschlossen sein. Wird anschließend auch das Hydraulikventil 17a geschlossen, so wird das Gaswechselventil 1 durch den an der Stirnfläche 21b anliegenden Hydraulikdruck in seiner Schließposition gehalten. Erst wenn das Hydraulikventil 17b geöffnet wird, kann der Stößel 21 nahezu widerstandslos gemäß Pfeilrichtung 2 bewegt und somit das Gaswechselventil 1 geöffnet werden, was selbstverständlich voraussetzt, daß auch das Hydraulikventil 14a geöffnet und das Hydraulikventil 14b geschlossen wird, was bereits in Verbindung mit dem Ausführungsbeispiel nach Fig.1 erläutert wurde.
Analog den Hydraulikventilen 14a, 14b sind die Hydraulikventile 17a, 17b wieder als elektrisch betätigte hydraulische Sitzventile ausgebildet, wobei das Hydraulikventil 17a wie gezeigt stromlos offen und das Hydraulikventil 17b stromlos geschlossen ist. Somit sind die beiden Hydraulikventile 17a, 17b ebenso einfach und schnell ansteuerbar wie die Hydraulikventile 14a, 14b, was im Zusammenhang mit diesen bereits weiter oben erläutert wurde. Im übrigen mündet die zweite Abfuhrleitung 18 in der ersten Abfuhrleitung 15 und somit letztendlich auch wieder im Hydraulik-Sammelbehälter 19.
Zurückkommend auf den Hydraulik-Schaltkreis 10 wurde bereits die in diesem angeordnete Hochdruckpumpe 12 erwähnt. Bevorzugt kommt als Hydraulikmedium zur Betätigung des Gaswechselventiles 1 das Schmieröl der nicht gezeigten Brennkraftmaschine zum Einsatz. Beim Hydraulik-Sammelbehälter 19 handelt es sich somit um die Ölwanne der Brennkraftmaschine. Vorgesehen ist desweiteren somit eine übliche Brennkraftmaschinen-Schmierölpumpe 30, die hier als Vorförderpumpe für die Hochdruckpumpe 12 fungiert. Stromab eines auf der Druckseite der Schmierölpumpe 30 vorgesehenen Ölfilters 31 ist ein übliches Schmieröl-Druckregelventil 32 vorgesehen, stromab dessen sowie stromauf der Hochdruckpumpe 12 nicht gezeigte Zweigleitungen abzweigen, die zu den Schmierstellen der Brennkraftmaschine führen.
Ein Teilstrom des stromab des Schmieröl-Druckregelventiles 32 vorliegenden Schmieröles wird als Hydraulikmedium von der Hochdruckpumpe 12 angesaugt, welche im übrigen ebenso wie die Schmierölpumpe 30 mechanisch von der Brennkraftmaschine angetrieben sein kann, alternativ jedoch auch als elektrisch angetriebene Radialkolbenpumpe oder Axialkolbenpumpe ausgebildet sein kann. Druckseitig führt die bereits erwähnte Zufuhrleitung 13 zum Hydraulikventil 14a, stromauf dessen eine Zweigleitung 33 abzweigt, die einerseits einen Druckspeicher 34 entweder stetig oder wahlweise auch zuschaltbar in den Hydraulik-Schaltkreis 10 einbindet, und die andererseits auch die zweite Zufuhrleitung 16 bei den Ausführungsbeispielen nach den Fig. 2, 3 mit Hydraulikmedium versorgt. Stromab der Abzweigung dieser zweiten Zufuhrleitung 16 ist in der Zweigleitung 33 ein weiteres Filter 35 und stromab dessen ein Druckbegrenzungsventil 36 jeweils für den Hochdruckteil des Hydraulik-Schaltkreises 10, vorgesehen, wobei die Ableitung des Druckbegrenzungsventiles 36 wieder im Hydraulik-Sammelbehälter 19 mündet.
Die Temperatur des im Hydraulik-Schaltkreis 10 umgewälzten Hydraulikmediums kann in einem weiten Bereich variieren, insbesondere wenn als Hydraulikmedium das Schmieröl der Brennkraftmaschine zum Einsatz kommt. Dessen Temperatur kann nämlich zwischen -40°C und +150°C liegen. Um daraus resultierende Viskositätsunterschiede, die für eine exakte Ansteuerung der hydraulischen Gaswechselventil-Betätigungsvorrichtung schädlich sind, zumindest im wesentlichen kompensieren zu können, ist der Arbeitspunkt dieses Druckbegrenzungsventiles 36 in Abhängigkeit von der Temperatur des Hydraulikmediums (in einer bevorzugten Ausführungsform) veränderbar. Mit diesem temperaturgeregelten Druckbegrenzungsventil 36 kann somit der Hydraulikdruck kurzfristig erhöht werden, und zwar solange, bis das Hydraulikmedium eine ausreichende Betriebstemperatur erreicht hat.
In den Hydraulik-Schaltkreis 10 eingebunden sein kann ferner ein nicht dargestellter Wärmespeicher, der bevorzugt als Latentwärmespeicher ausgebildet sein kann. Dieser Wärmespeicher kann insbesondere kurz stromauf der Hochdruckpumpe 12 installiert sein und stellt im Hydraulik-Schaltkreis 10 somit auch bei einem Kaltstart der Brennkraftmaschine relativ warmes Hydraulikmedium zur Verfügung, so daß die Betätigung des Gaswechselventiles 1 durch die Stößel-Zylinder-Einheit 20 aufgrund der dann niedrigeren Viskosität des Hydraulikmediums wie gewünscht erfolgen kann.
Ebenfalls nicht dargestellt ist eine elektronische Steuereinheit, aufgrund deren Signalen die Hydraulikventile 14a, 14b (sowie ggf. 17a, 17b) den Anforderungen entsprechend geschaltet werden. Unter Berücksichtigung des im Hydraulik-Schaltkreis 10 umgewälzten Volumenstromes kann zusammen mit der Information über den Schaltzustand der einzelnen Hydraulikventile diese elektronische Steuereinheit zusätzlich die jeweilige Position des Gaswechselventiles 1 errechnen. Ferner können bei der Auslegung dieser Steuereinheit die Pendeleffekte der Hydraulikmedium-Fluidsäule insbesondere in der Zufuhrleitung 13 berücksichtigt werden, derart, daß unter Ausnützung dieser Pendeleffekte der Energieaufwand insbesondere der Hochdruckpumpe 12 minimiert wird.
Schließlich kann noch vorgesehen sein, den Stößel 21 solchermaßen mit Hydraulikmedium zu beaufschlagen, daß das Gaswechselventil 1 - zumindest beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 - insbesondere bei seiner Öffnungsbewegung vom Stößel 21 abhebt. Insbesondere zur Erzielung einer relativ kurzen Öffnungsdauer des Gaswechselventiles 1 kann es ausreichend sein, einen einmaligen starken Hydraulikimpuls auf die Stirnfläche 21a des Stößels 21 aufzubringen, um hierdurch das Gaswechselventil 1 kurzzeitig zu öffnen.
Fig. 1 zeigt im übrigen weiterhin, daß für mehrere gleichsinnig zu betätigende Gaswechselventile 1 eines Brennkraftmaschinenzylinders mehrere Stößel-Zylinder-Einheiten 20 mit einer einzigen Zufuhrleitung 13 (ggf. auch 16) sowie einer einzigen Abfuhrleitung 15 (ggf. auch 18) vorgesehen sind. Dabei können nicht nur diese beiden Stößel-Zylinder-Einheiten 20 eines einzigen Brennkraftmaschinen-Zylinders, sondern sämtliche Stößel-Zylinder-Einheiten 20 einer mehrzylindrigen Brennkraftmaschine, die dann die mehrereren Gaswechselventile 1 individuell betätigen, in einer gemeinsamen Montageleiste angeordnet sein, in der weiterhin auch die jeweils zugeordneten Hydraulik-Ventile 14a, 14b (sowie ggf. 17a, 17b) vorgesehen sein können, um den Montage- und Wartungsaufwand gering zu halten,
Im folgenden werden nun die das weiter oben bereits genannte Drucksteigerungsglied enthaltenden Ausführungsbeispiele nach den Figuren 4 und 5 beschrieben. Dabei wird - analog dem bereits beschriebenen Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 lediglich die Öffnungsbewegung des Gaswechselventiles 1 gemäß Pfeilrichtung 2 direkt von der hydraulischen Betätigungsvorrichtung initiiert, während die Schließbewegung des Gaswechselventiles 1 gegen Pfeilrichtung 2 - wie an von Nocken betätigten Gaswechsel-Ventiltrieben üblich - durch eine Ventilschließfeder 5 initiiert wird, die sich einerseits an einem am Schaft des Gaswechselventiles 1 befestigten Ventilfederteller 6 und andererseits am Brennkraftmaschinen-Zylinderkopf 4 wie gezeigt abstützt. Diese Ventilschließfeder 5 kann dabei eine übliche Schraubenfeder, alternativ aber auch eine Gas(druck-)feder sein.
Ebenfalls analog dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 ist bei den Ausführungsbeispielen nach den Figuren 4 und 5 in der Stößel-Zylinder-Einheit 20 ein den maximalen Verschiebeweg des Stößels 21 in Pfeilrichtung 2 begrenzender Anschlag vorgesehen. Abweichend vom Ausführungsbeispiel nach Fig.1 wird der verständlichlicheren Beschreibung wegen derjenige Leitungsabschnitt des Hydraulik-Schaltkreises 10, der das die Zufuhr von Hydraulikmedium steuernde Hydraulik-Ventil 14a enthält, als Versorgungsleitung 13' bezeichnet. Diese Versorgungsleitung 13' schließt sich somit direkt an die o.g. Zufuhrleitung 13 an.
Beim im folgenden zunächst erläuterten Ausführungsbeispiel nach Fig.4 sind die beiden Hydraulik-Ventile 14a, 14b (analog den Ausführungsbeispielen nach den Figuren 1 bis 3) als elektrisch betätigte hydraulische Sitzventile ausgebildet, um einen schnellen Bewegungsablauf und dementsprechend kurze Ansprechzeiten im Hydraulik-Schaltkreis 10 zu haben. Das in der Versorgungsleitung 13' vorgesehene Hydraulikventil 14a ist stromlos geschlossen (wie hier dargestellt), während das in der Abfuhrleitung 15 vorgesehene Hydraulikventil 14b (wie gezeigt) stromlos offen ist. Für eine gewünschte Öffnungsbewegung des Gaswechselventiles 1 gemäß Pfeilrichtung 2 müssen somit die beiden Hydraulikventile 14a, 14b bestromt werden, wodurch von der Hochdruckpumpe 12 bereitgestelltes Hydraulikmedium über die Versorgungsleitung 13' in die Stößel-Zylinder-Einheit 20 gelangen und den Stößel 21 und somit das Gaswechselventil 1 wie gewünscht verschieben kann.
Soll das Gaswechselventil 1 in seiner Offenposition gehalten werden, so kann die Bestromung des Hydraulikventiles 14a abgeschaltet werden, wodurch dieses seine Schließposition einnimmt. Durch Bestromung weiter in seiner Schließposition gehalten wird das Hydraulikventil 14b, so daß weiterhin ausreichend hoher Hydraulikdruck an der dem Gaswechselventil 1 abgewandten Stirnseite des Stößels 21 anliegt, um diesen in der das Gaswechselventil 1 offenhaltenden Position zu halten. Soll in einem nächsten Schritt das Gaswechselventil 1 gegen Pfeilrichtung 2 geschlossen werden, so muß das an der genannten Stirnfläche anliegende Hydraulikmedium aus der Stößel-Zylinder-Einheit 20 abgeführt werden und zwar über die Abfuhrleitung 15, die dann durch Abschalten der Bestromung des Hydraulikventiles 14b frei gegeben ist. Hierdurch wird der Hydraulikdruck an der dem Gaswechselventil 1 abgewandten Stirnseite des Stößels 21 abgebaut.
Durch einfachste Schaltvorgänge kann somit die gewünschte Bewegung des Gaswechselventiles 1 initiiert werden, wobei darauf hingewiesen sei, daß die als hydraulische Sitzventile ausgebildeten Hydraulikventile 14a, 14b sich durch äußerst kurze Ansprechzeiten auszeichnen.
Wie bereits erwähnt, wird bei beiden Ausführungsbeispielen die Schließbewegung des Gaswechselventiles 1 durch die Ventilschließfeder 5 initiiert, sobald auf der dem Gaswechselventil 1 abgewandten Stirnfläche des Stößels 21 kein Hydraulikdruck mehr anliegt. Um dabei ein zu abruptes Aufsetzen des Gaswechselventiles 1 mit seinem Ventilteller auf dem Ventilsitz 3 zu verhindern, kann in der Stößel-Zylinder-Einheit 20 ein an sich bekannter (in Fig. 4 nicht gezeigter) sog. Endlagendämpfer vorgesehen sein.
Wie bekannt, wird beim Schließen des Gaswechselventiles 1 Energie vernichtet, und zwar u.a. im sog. Endlagendämpfer. Um nun als zumindest teilweisen Ausgleich hierfür die Förderleistung der Hochdruckpumpe so gering als nötig halten zu können, insbesondere jedoch auch um eine schnelle Öffnungsbewegung des Gaswechselventiles 1 erzielen zu können (hierfür ist offensichtlich ein möglichst hoher Hydraulikdruck dienlich), ist nun beim Ausführungsbeispiel nach Fig.4 (und beim später noch kurz erläuterten Ausführungsbeispiel nach Fig.5) im Hydraulik-Schaltkreis 10 stromauf der Stößel-Zylinder-Einheit 20 (und somit in der Versorgungsleitung 13') ein sog. Drucksteigerungsglied 38 vorgesehen. Dieses kann bei geeigneter Abstimmung u.a. der Länge der betroffenen in den Hydraulikleitungen befindlichen sog. Hydrauliksäulen die Bildung von Druckstößen hervorrufen. Der Systemdruck im sog. Hochdruckbereich stromauf des Stößels 21 kann durch diese Druckstöße soweit gegenüber dem von der Hochdruckpumpe 12 bereitgestellten Druck angehoben werden daß eine gewünschte (hochbeschleunigte) Bewegung des Stößels 21 und somit auch des Gaswechselventiles 1 bereits bei reativ niedrigen von der Hochdruckpumpe 12 bereitgestellten Druckwerten ausgelöst werden kann. Tatsächlich ist durch diese Druckstöße eine bis zu 10-fache Drucküberhöhung des Systemdruckes gegenüber dem von der Hochdruckpumpe 12 bereitgestelltem Hydraulikdruck möglich.
Das Drucksteigerungsglied 38 ist als sog. poröse Wand" ausgebildet, d.h. es besteht aus einem zur Stößel-Zylinder-Einheit 20 hin öffnenden (und folglich in der Gegenrichtung sperrenden) Rückschlagventil 38a, dem ein eine Drosselstelle 38b aufweisendes Leitungsstück 38c parallel geschaltet ist. Im sog. Ausgang 38d des Drucksteigerungsgliedes 38 sind der das Rückschlagventil 38a enthaltende Leitungszweig und das die Drosselstelle 38b enthaltende Leitungsstück 38c wieder zusammengeführt.
Bevorzugt ist das Drucksteigerungsglied 38 sowie die Länge L2 desjenigen Leitungsabschnittes der Versorgungsleitung 13', der den Ausgang 38d des Drucksteigerungsgliedes 38 mit der Stößel-Zylinder-Einheit 20 verbindet, so ausgelegt, daß das bekannte Wasserschlagprinzip nutzbar ist, um eine signifikante Drucküberhöhung stromauf der Stößel-Zylinder-Einheit 20 zu erzielen. Die entsprechenden Berechnungsformeln hierfür finden sich bspw. in der oben angegebenen Literaturstelle (E. Truckenbrodt, Fluidmechanik"), wobei auch die Länge L1 zwischen der nicht näher bezeichneten Eingangsseite des Drucksteigerungsgliedes 38 (an dieser Eingangsseite verzweigt sich das Rückschlagventil 38a sowie die Drosselstelle 38b bzw das zugehörige Leitungsstück 38c) von Einfluß sein kann. Somit kann wenn zusätzlich das die Zufuhr von Hydraulikmedium steuernde Hydraulikventil 14a geeignet geschaltet wird das Druckstoßprinzip bzw. Wasserschlagprinzip im Hydrauliksystem stromauf der Stößel-Zylinder-Einheit 20 dazu genutzt werden, den Stößel 21 und somit das Gaswechselventil 1 bei geringstmöglicher Förderleistung der Hochdruckpumpe 12 wie gewünscht zu bewegen, d.h. insbesondere zu beschleunigen.
Was das soeben genannte geeignete Schalten des Hydraulikventiles 14a betrifft, so soll dieses Hydraulikventil 14a sehr schnell öffnen und dabei einen ausreichend großen Querschnitt freigeben, um die benötigte Volumenmenge von Hydraulikmedium schnell in die Stößel-Zylinder-Einheit 20 einströmen zu lassen. Ein ebenso schnelles nachfolgendes Schließen des Hydraulikventiles 14a führt dann zur Bildung des gewünschten Druckstoßes in dem mit L2 bezeichneten Leitungsabschnitt der Versorgungsleitung 13'. Selbstverständlich ist es im Hinblick auf die Dauerhaltbarkeit des Hydraulik-Ventiles 14a erforderlich, dieses entsprechend stabil auszulegen, um die hohe Schalthäufigkeit und die anliegenden Druckschwankungen über der gewünschten Lebensdauer zu ertragen.
Stromauf des Hydraulik-Ventiles 14a ist in dessen Zufuhrleitung 13 (fakultativ) eine zusätzliche Schwingungstilger-Einheit 40, bestehend aus einem Rückschlagventil 40a und einem zu diesem parallel geschalteteten Leitungsstück mit Drosselstelle 40b, vorgesehen. Analog dem Drucksteigerungsglied 38 wirkt auch diese Schwingungstilger-Einheit 40 als poröse Wand und verhindert, daß sich Sekundärwellen, die aufgrund der Druckstöße in der Versorgungsleitung 13' entstehen, über das geöffnete Hydraulik-Ventil 14a in der Zufuhrleitung 13 bis zur Hochdruckpumpe 12 hin fortpflanzen. Mit L3 ist dabei derjenige Abschnitt der Zufuhrleitung 13 bezeichnet, der als Beschleunigungs-Leitungsabschnitt wirkt.
Beim im folgenden erläuterten Ausführungsbeispiel nach Figur 5 ist stromab des die Zufuhr von Hydraulikmedium zur Stößel-Zylinder-Einheit 20 steuernden Hydraulik-Ventiles 14a das gleiche Drucksteigerungsglied 38 und stromauf desselben die gleiche Schwingungstilger-Einheit 40 wie beim Ausführungsbeispiel nach Figur 4 vorgesehen. Grundsätzlich gleichartig sind auch die bereits geschilderten Längenverhältnisse der betroffenen Hydraulikleitungen, nämlich insbesondere des mit L2 bezeichneten Abschnittes der Versorgungsleitung 13'. Abweichend vom Ausführungsbeispiel nach Figur 4 sind hier jedoch die beiden Hydraulik-Ventile 14a, 14b in einem 4/3-Wege-Schieberventil 14 zusammengefasst.
Ferner ist im Ausführungsbeispiel nach Fig. 5 der Stößel 21 der Stößel-Zylinder-Einheit 20 detaillierter dargestellt, insofern, als der Stößel 21 einen oben bereits kurz erwähnten Endlagendämpfer enthält, auf dessen konkreten Aufbau hier aber nicht näher eingegangen wird.
Figur 5 zeigt weiterhin im Hydraulik-Schaltkrteis 10 eine stromab der Hochdruckpumpe 12 angeordnete und auf die Temperatur des Hydraulikmediums ansprechende Proportional-Druckregeleinheit 39. Diese Druckregeleinheit 39 besteht aus einem Proportional-Druckregelventil 39a sowie einer diesem nachgeschalteten Blende 39b. Das Proportional-Druckregelventil 39a verwendet als Regelgröße die Temperatur des Hydraulikmediums, so daß mit dieser temperarurgesteuerten Druckregeleinheit 39 unabhängig von der aktuellen Temperatur des Hydraulikmediums ein im wesentlichen stets gleiches Schaltverhalten der Hydraulik-Ventile 14a, 14b und somit ein im wesentlichen stets gleicher Bewegungsablauf des durch die Stößel-Zylinder-Einheit 20 betätigten Gaswechselventiles 1 erzielbar ist. Insbesondere ist mit dieser Proportional-Druckregeleinheit 39 auch die beschriebene durch das Drucksteigerungsglied 38 erzielbare Druckerhöhung vor der Stößel-Zylinder-Einheit 20 unabhängig von der aktuellen Temperatur des Hydraulikmediums stets erreichbar. Selbstverständlich sind daneben eine Vielzahl weiterer Abwandlungen von den gezeigten Ausführungsbeispielen möglich, ohne den Inhalt der Patentansprüche zu verlassen.
Bezugszeichenliste:
1
Gaswechselventil
2
Pfeilrichtung
3
Ventilsitz
4
Brennkraftmaschinen-Zylinderkopf
5
Ventilschließfeder
6
Ventilfederteller
10
Hydraulik-Schaltkreis
11
Stichleitung
12
Hochdruckpumpe
13
Zufuhrleitung
13'
Versorgungsleitung
14
4/3-Wege-Schieberventil, 14a und 14b enthaltend
14a
Hydraulikventil, die Zufuhr von Hydraulikmedium steuernd
14b
Hydraulikventil, die Abfuhr von Hydraulikmedium steuernd
15
Abfuhrleitung
16
zweite Zufuhrleitung
17a
Hydraulikventil in 16
17b
Hydraulikventil in 18
18
zweite Abfuhrleitung
19
Hydrauliksammelbehälter
20
Stößel-Zylinder-Einheit
2
1 Stößel
21a
Stirnfläche von 21, dem Ventil 1 abgewandt
21b
Stirnfläche von 21, dem Ventil 1 zugewandt
21c
querschnittskleinerer Stößelabschnitt
21d
querschnittsgrößerer Stößelabschnitt
21e
Hohlraum
21f
Stichbohrung
21g
Zufuhrkanal
21h
Federauflage
22
Zylinder
22a
Schließplatte
22b
Endabschnitt, an 21c angepaßt
23
Anschlag
24
Kugelrückschlagventil
30
Brennkraftmaschinen-Schmierölpumpe
31
Ölfilter
32
Schmieröl-Druckregelventil
33
Zweigleitung
34
Druckspeicher
35
Filter
36
Druckbegrenzungsventil
38
Drucksteigerungsglied
38a
Rückschlagventil
38b
Drosselstelle
38c
Leitungsstück
38d
Ausgang von 38
39
Proportional-Druckregeleinheit
39a
Proporional-Druckregelventil
39b
Blende
40
Schwingungstilger-Einheit
40a
Rückschlagventil
40b
Drosselstelle
L2
Länge desjenigen Abschnittes von (13'), der (38d) mit (20) verbindet

Claims (14)

  1. Hydraulische Betätigungsvorrichtung für ein Brennkraftmaschinen-Gaswechselventil (1), auf welches ein in einem Zylinder (22) geführter Stößel (21) einwirkt, der zum Öffnen des Gaswechselventiles (1) auf seiner diesem abgewandten Stirnfläche (21a) gesteuert durch zumindest ein elektrisch betätigtes Hydraulik-Ventil mit von einer Hochdruckpumpe (12) über eine Zufuhrleitung (13) bereitgestelltem Hydraulikmedium beaufschlagt wird, und wobei mit einem späteren Schließen des Gaswechselventiles (1) dieses Hydraulikmedium aus der Stößel-Zylinder-Einheit (20) über eine Abfuhrleitung (15) abgeführt wird,
    dadurch gekennzeichnet, daß sowohl in der Zufuhrleitung (13) als auch in der Abfuhrleitung (15) ein als hydraulisches Sitzventil ausgebildetes Hydraulik-Ventil (14a, 14b) vorgesehen ist, wobei dasjenige in der Zufuhrleitung (13) stromlos geschlossen und dasjenige in der Abfuhrleitung (15) stromlos offen ist
  2. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet daß der Stößel (21) zum Schließen des Gaswechselventiles (1) auf seiner diesem zugewandten Stirnfläche (21b) mit über eine zweite Zufuhrleitung (16) bereitgestelltem Hydraulikmedium beaufschlagt wird.
  3. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach Anspruch 2,
    dadurch gekennzeichnet, daß das über die zweite Zufuhrleitung (16) herangeführte Hydraulikmedium mit einem späteren Öffnen des Gaswechselventiles (1) aus der Stößel-Zylinder-Einheit (20) über eine zweite Abfuhrleitung (18) abgeführt wird, wobei sowohl in der zweiten Zufuhrleitung (16) als auch in der zweiten Abfuhrleitung (18) ein als elektrisches hydraulisches Sitzventil ausgebildetes Hydraulik-Ventil (17a, 17b) vorgesehen ist, wobei dasjenige in der zweiten Zufuhrleitung (16) stromlos offen und dasjenige in der zweiten Abfuhrleitung (18) stromlos geschlossen ist.
  4. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche mit einem stromab der Hochdruckpumpe (12) vorgesehenem Druckbegrenzungsventil (36),
    dadurch gekennzeichnet, daß der Arbeitspunkt des Druckbegrenzungsventiles (36) in Abhängigkeit von der Temperatur des Hydraulikmediums veränderbar ist, um temperaturabhängige Viskositätsunterschiede auszugleichen.
  5. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, daß der Hydraulikkreislauf über einen insbesondere als Latentwärmespeicher ausgebildeten Wärmespeicher geführt ist.
  6. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
    gekennzeichnet durch eine elektronische Steuereinheit zur Betätigung der Hydraulikventile (14a, 14b, 17a, 17b), die aus dem durchgesetzten Volumenstrom des Hydraulikmediums die jeweilige Position des Gaswechselventiles (1) errechnet.
  7. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, daß bei der Ansteuerung der Hydraulikventile (14a, 14b, 17a, 17b) Pendeleffekte der Hydraulikmedium-Fluidsäule in der Zufuhrleitung (13, 16) zur Verminderung des Energieaufwandes berücksichtigt werden.
  8. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, daß der Stößel (21) solchermaßen mit Hydraulikmedium beaufschlagt wird, daß das Gaswechselventil (1) insbesondere bei seiner Öffnungsbewegung vom Stößel (21) abhebt.
  9. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, daß für mehrere gleichsinnig zu betätigende Gaswechelventile (1) eines Brennkraftmaschinen-Zylinders mehrere Stößel-Zylinder-Einheiten (20) mit einer gemeinsamen Zufuhrleitung (13, 16) und Abfuhrleitung (18) mit jeweils einem Hydraulik-Ventil (14a, 14b, 17a, 17b) vorgesehen sind.
  10. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, daß in einer sich an die Zufuhrleitung (13) anschließenden Versorgungsleitung (13') stromab des die Zufuhr von Hydraulikmedium steuernden Hydraulik-Ventiles (14a) ein Drucksteigerungsglied (38), bestehend aus einem Rückschlagventil (38a) und einem zu diesem parallel geschalteteten Leitungsstück (38c) mit Drosselstelle (38b), vorgesehen ist.
  11. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach Anspruch 10,
    dadurch gekennzeichnet, daß die Länge (L2) desjenigen Leitungsabschnittes der Versorgungsleitung (13'), der den Ausgang (38d) des Drucksteigerungsgliedes (38) mit der Stößel-Zylinder-Einheit (20) verbindet, so gewählt ist, daß das bekannte Wasserschlagprinzip nutzbar ist, um eine signifikante Drucküberhöhung stromauf der Stößel-Zylinder-Einheit (20) zu erzielen.
  12. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach Anspruch 10 oder 11,
    dadurch gekennzeichnet, daß stromauf des die Zufuhr von Hydraulikmedium steuernden Hydraulik-Ventiles (14a) in dessen Zufuhrleitung (13) eine zusätzliche Schwingungstilger-Einheit (40), bestehend aus einem Rückschlagventil (40a) und einem zu diesem parallel geschalteteten Leitungsstück mit Drosselstelle (40b), vorgesehen ist.
  13. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, daß die beiden die Zufuhr und die Abfuhr von Hydraulikmedium steuernden Hydraulik-Ventile (14a, 14b) in einem 4/3-Wege-Schieberventil (14) zusammengefasst sind.
  14. Hydraulische Betätigungsvorrichtung nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, daß stromab der Hochdruckpumpe (12) eine auf die Temperatur des Hydraulikmediums ansprechende Proportional-Druckregeleinheit (39) vorgesehen ist.
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