EP1440225A2 - Hydraulik actuator for an engine valve - Google Patents

Hydraulik actuator for an engine valve

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EP1440225A2
EP1440225A2 EP02762231A EP02762231A EP1440225A2 EP 1440225 A2 EP1440225 A2 EP 1440225A2 EP 02762231 A EP02762231 A EP 02762231A EP 02762231 A EP02762231 A EP 02762231A EP 1440225 A2 EP1440225 A2 EP 1440225A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
chamber
piston
gas exchange
actuator according
Prior art date
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Granted
Application number
EP02762231A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1440225B1 (de
Inventor
Udo Diehl
Karsten Mischker
Uwe Hammer
Volker Beuche
Peter Lang
Stefan Reimer
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
Priority claimed from DE10228702A external-priority patent/DE10228702A1/de
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP1440225A2 publication Critical patent/EP1440225A2/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1440225B1 publication Critical patent/EP1440225B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime 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
    • 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 hydraulic actuator for a gas exchange valve for internal combustion engines.
  • the gas exchange valve should be opened and closed as quickly as possible in order to minimize the flow losses of the gas exchange valve when the combustion air is drawn in or when the exhaust gases are pushed out of the combustion chamber.
  • the invention has for its object to provide a hydraulic actuator for a gas exchange valve that can exert a large force at the beginning of the opening movement on the gas exchange valve, which enables quick control movements of the gas exchange valve and in which
  • Gas exchange valve hits the valve seat at low speed.
  • a large hydraulic force is transmitted from the actuator to the gas exchange valve at the start of the opening movement of the gas exchange valve, so that the gas exchange valve can be lifted safely and quickly from the valve seat despite the back pressure from the combustion chamber onto the valve plate of the gas exchange valve.
  • the annular piston is no longer moved and, as a result, only a smaller hydraulic force acts on the piston of the actuator, which in turn transmits it to the gas exchange valve becomes.
  • the energy required to adjust the actuator piston is reduced, so that the overall energy requirement for the valve control of the internal combustion engine drops.
  • the actuating speed of the gas exchange valve also changes.
  • the gas exchange valve when the gas exchange valve is closed with the hydraulic actuator according to the invention, the gas exchange valve can be braked before the gas exchange valve hits the valve seat of the internal combustion engine. This reduces the wear on the valve seat and gas exchange valve as well as the noise development of the valve control of the internal combustion engine.
  • the beginning of the braking process of the gas exchange valve when it is closed is independent of the manufacturing tolerances of the gas exchange valve and the temperature-related conditions which are always present in internal combustion engines Changes in length due to thermal expansion.
  • a very stable operating behavior of the internal combustion engine can therefore be realized with the actuator according to the invention, which is not influenced by temperature expansions or by manufacturing tolerances.
  • the piston has a recess, that the ring piston has an outer surface and a stepped center hole with a larger diameter and a smaller diameter, and that the ring piston with the larger diameter of the center hole can be pushed onto the piston, so that the ratio of the actuating forces of the actuator when opening the gas exchange valve and during the rest of the actuating movement can be adjusted in a simple manner.
  • This effect can be further increased by the fact that the diameter of the piston is different on both sides of the recess and that the ring piston can be pushed onto the larger diameter.
  • the device for limiting the volume decrease of the second chamber is a pressure accumulator with a piston which is hydraulically connected to the second chamber and that the path of the piston can be limited, so that the hydraulic means can be used in a simple manner Ring piston can be locked. Since the pressure accumulator does not reach the high temperatures of the gas exchange valve and the cylinder head of the internal combustion engine, the position in which the ring piston is after the gas exchange valve has been opened is is locked, regardless of the thermal expansion of the gas exchange valve and the cylinder head.
  • the pressure accumulator is a spring accumulator or a gas accumulator and / or that the path of the piston can be limited by a stop, in particular an adjustable stop, so that the actuator according to the invention can be easily adjusted.
  • first chamber can be connected to a pump via a first switching valve
  • second chamber can be connected to an oil sump via a second switching valve
  • delivery chamber pressure is applied to the third chamber, so that through the actuation of two switching valves, the gas exchange valve with the hydraulic according to the invention
  • Actuator can either be opened or closed, the increased force when the gas exchange valve is lifted from the valve seat and the deceleration of the gas exchange valve before it hits the valve seat are automatically realized by the hydraulic actuator according to the invention.
  • the effect of the actuator according to the invention is further supported by the fact that the first chamber and the second chamber are hydraulically connected to one another via a throttle, in particular an adjustable throttle, and / or that a check valve between the second chamber and the first chamber is provided, which blocks the hydraulic connection from the first chamber to the second chamber.
  • the throttle has a significant influence on the braking of the gas exchange valve before it hits the valve seat.
  • the device for limiting the volume decrease in the second chamber has a shut-off valve which is connected to an opening in the second chamber and closes the opening in its one switching position and releases it in its other switching position for fluid outflow.
  • the shut-off valve closes, the ring piston is fixed, so that the closing time of the shut-off valve determines the stroke of the ring piston.
  • the point in time at which the braking action is applied when the gas exchange valve closes is dependent on the stroke of the ring piston, which starts earlier with a larger stroke of the ring piston and later with a smaller stroke.
  • the shut-off valve can thus be used to set the start of braking regardless of manufacturing tolerances or material expansion due to temperature fluctuations.
  • the shut-off valve is not used as an additional structural unit, but rather its function is assigned to the second switching valve, which is required anyway for initiating the closing process of the gas exchange valve.
  • a flow-controlled valve is arranged between the first chamber and the throttle arranged between the two chambers to influence the braking behavior of the actuator piston and thus the gas exchange valve, which valve is designed such that it can be closed by the fluid flowing into the first chamber ,
  • This has the advantage that in the initial phase of the stroke of the actuator piston, in which both switching valves are open, fluid cannot flow directly from the first switching valve via the throttle into the hydraulic relief chamber or oil sump.
  • this flow-controlled valve can be dispensed with, since only small amounts of fluid flow through the throttle, but with a larger throttle opening, only a small one is achieved
  • the braking effect on the gas exchange valve is essential for the flow-controlled valve to shut off the throttle to avoid major leaks.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section of a hydraulic actuator according to the invention with its hydraulic connection
  • 2 shows a longitudinal section of the actuator according to FIG. 1 in three different positions
  • FIG. 5 each shows a longitudinal section of a and 6 flow-controlled valve in FIG. 4 in the open (FIG. 5) and closed (FIG. 6)
  • the housing 1 shows a hydraulic actuator with a housing 1 in longitudinal section.
  • the housing 1 has a stepped cylinder bore 3.
  • a sleeve 5 is pressed into the housing 1, the inner bore of which is part of the stepped cylinder bore 3. In the area of the sleeve 5 is in the
  • Cylinder bore 3 an annular piston 7 and a piston 9 out.
  • the gas exchange valve (not shown) is closed.
  • the cylinder bore 3, the piston 9 and the annular piston 7 delimit a first chamber 13 in the direction of a longitudinal axis 11 of the piston 9. So that no liquid or fluid can escape between the cylinder bore 3 and the piston 9, a first sealing ring 15 is on the left in FIG. 1 End of the first chamber 13 arranged.
  • the piston 9 has a recess 17.
  • the diameter of the piston 9 on both sides of the recess 17 are of different sizes.
  • the piston 9 On the side facing the sealing ring 15, the piston 9 has a smaller diameter di, and at the other end of the recess 17, the piston 9 has a larger diameter d 2 .
  • the annular piston 7 is arranged between the sleeve 5 and the piston 9.
  • the annular piston 7 is fitted into the cylinder bore 3 in such a way that on the one hand it can be displaced in the axial direction and on the other hand that a good sealing effect is achieved between the cylinder bore 3 and the annular piston 7.
  • the annular piston 7 has a stepped center bore 19 with a smaller diameter d 3 and a larger diameter which is as large as d 2 .
  • the fit between the annular piston 7 and the larger diameter d 2 of the piston 9 is also selected so that the annular piston 7 and piston 9 can be moved relative to one another in the axial direction and a good sealing effect is nevertheless achieved.
  • the cylinder bore 3 and the annular piston 7 delimit a second chamber 27.
  • the cylinder bore 3 has a diameter d 4 in this area, which corresponds to the outer diameter of the annular piston 7.
  • this has a shoulder with the diameter ds.
  • the first chamber 13 can be hydraulically connected to a pump 31 via a first switching valve 29.
  • the first switching valve 29 can be designed, for example, as an electrically operated solenoid valve.
  • the pump 31 acts permanently on the third chamber 25 with the delivery pressure generated by it.
  • a hydraulic switching connection between the second chamber 27 and a relief chamber or oil sump 35 can be established by means of a second switching valve 33, for example an electrically operated solenoid valve.
  • a check valve 39 is arranged in a line 37, which connects the second chamber 27 and the second switching valve 33.
  • a hydraulic accumulator 41 is connected between check valve 39 and second chamber 27.
  • the hydraulic accumulator 41 has a piston 43 which moves against the force of a spring 45 when the pressure acting on the end face of the piston 43 facing away from the spring 45 is sufficiently high. This pressure is the same as the pressure in the line 37.
  • the path of the piston 43 against the force of the spring 45 is limited by a stop 47, which can also be made adjustable.
  • Between the first chamber 13 and the second chamber 27 is one hydraulic connection is provided, in which an adjustable throttle 49 is arranged.
  • the diameter d 4 of the cylinder bore 3, the annular piston 7 and the right side of the recess 17 in FIG. 1 form a first annular surface Ai with an outside diameter d 4 and an inside diameter d 6 , which corresponds to the inside diameter of the recess 17.
  • the pressure of the hydraulic fluid in the first chamber 13 acting on the first annular surface Ai tries to move the piston 9 to the right.
  • the resulting force is responsible for opening the gas exchange valve, not shown.
  • the hydraulic force acting on the first ring surface i is reduced by the hydraulic forces acting on a third ring surface A 3 and a fourth ring surface A 4 .
  • the third annular surface A 3 is limited by the shoulder in the piston 9, which is formed by the diameter di of the piston 9 and the diameter d 6 of the recess 17. This applies to the third annular surface A 3 in the first chamber 13 hydraulic fluid from a force acting to the left in FIG. 1.
  • the fourth annular surface A. is delimited by a shoulder 51 of the piston 9 in the region of the third chamber 25.
  • the shoulder 51 is formed by the diameter d 2 and the diameter d 5 of the piston 9.
  • the fourth ring surface A. always exerts a force acting against the opening direction on the piston 9, since, as already mentioned, the pre-pressure of the pump 31 is always applied to the third chamber 25.
  • the piston 9 moves to the right when the delivery pressure of the pump 31 is applied to the first chamber 13.
  • the annular piston 7 transmits the hydraulic force acting on it via the shoulder of its stepped center bore 19 to the piston 9.
  • the movement of the piston 9 in FIG. 1 to the right results in the opening of the gas exchange valve, not shown.
  • FIGS. 2a, 2b and 2c show different stages of the opening movement and the closing movement, by means of which the above is to be clarified.
  • the actuator is shown in a position in which the gas exchange valve is closed and the full opening force is available.
  • the piston 9 m To close the gas exchange valve, the piston 9 m must be moved to the left in FIGS. 1 and 2. This is done by closing the first switching valve 29 and opening the second switching valve 33. This position of the switching valves 29 and 33 is shown in FIG. 1.
  • the hydraulic force exerted on the shoulder 49 of the piston 9 by the fluid in the third chamber 25 and under the supply pressure of the pump 31 moves the piston 9 to the left. Hydraulic fluid from the first chamber 13 and the second chamber 27 via the check valve 39 and the second switching valve 33 m the oil sump 35 is required.
  • the spring 45 of the hydraulic accumulator 41 can lift the piston 43 from the stop 47 and move the piston 43 again in its starting position.
  • the ratio of the opening force when lifting the gas exchange valve from the valve seat, the reduced opening force when opening the gas exchange valve and the closing force when closing the gas exchange valve can be matched to one another by means of a suitable choice of the diameters di to de, in order to achieve optimal operating behavior of the hydraulic actuator ,
  • FIG. 3 shows a section of the actuator according to FIG. 1 only to the extent of interest below with housing 1, first chamber 13, second chamber 27 and third chamber 25 and its hydraulic connection to hydraulic pump 31 with the example as 2/2 -Way solenoid valve trained first switching valve 29 and the hydraulic connection between the first chamber 13 and second chamber 27 shown via the throttle 49.
  • the hydraulic relief chamber or oil sump is still designated as 35 and the line connecting the second chamber 27 with the second switching valve 33, for example a 2/2-way solenoid valve, is designated by 37.
  • the hydraulic actuator is modified insofar as the device for limiting the volume decrease of the second chamber 27, which is designed as a hydraulic spring accumulator 41 in FIG.
  • shut-off valve 50 which is connected to an opening in the second chamber 27, for example is connected to the line 37 and closes the opening in the second chamber 27 or the line connection on the line 37 in its one switching position and in its other switching position releases the fluid to the oil sump 35.
  • the function of this shut-off valve 50 which is only symbolically shown in FIG. 3, is assigned to the second switching valve 33, which stands for releasing the fluid outflow from the second chamber 27 in the basic position shown in FIG. 3 and for shutting off the second chamber 27 in its other switching position is switched.
  • the changeover valve 33 retains its function for closing the gas exchange valve already described with respect to FIG. 1.
  • the first switching valve 29 are opened. Fluid now flows into the chamber 13 under the delivery pressure, so that the piston 9 of the actuator is displaced together with the annular piston 7 as shown in FIG. 2b. If the second switching valve 33 is switched into its blocking position at any time during the displacement of the annular piston 7, no fluid can flow out of the second chamber 27 and the annular piston 7 is blocked. The stroke of the annular piston 7 is thus determined by the time of the changeover of the second changeover valve 33 which is open at the start of the opening movement of the actuator. As described above, to close the gas exchange valve, the annular piston 7 is pushed back by the pressure in the third valve chamber 25 as soon as the first switching valve 29 is blocked again and the second switching valve 33 is opened again.
  • the pressure in the first chamber 13 decreases via the throttle 49. After a stroke, the piston 9 abuts the annular piston 7 and takes it along on its further stroke. As a result, a high volume flow and a strong pressure increase in the first chamber 13 are triggered, so that the piston 9 is braked strongly.
  • the braking action starts from the point in time at which the annular piston 7 moves with the piston 9, so that the point in time at which the braking operation is started is determined by the stroke length of the annular piston 7 set when the gas exchange valve is opened. So that by
  • the point in time when the braking process is started when the gas exchange valve is closed can be determined.
  • a flow-controlled valve 51 which is designed in this way, is switched on between the first chamber 13 in the housing 1 and the throttle 49 in the connecting line to the second chamber 27 in the housing 1 that it can be closed by the fluid flowing into the first chamber 13.
  • This flow controlled valve 51 prevents fluid in the initial phase for opening the gas exchange valve, in which both the first switching valve 29 and the second switching valve 33 are open, directly from the first switching valve 29 via the second Switching valve 33 flows to the oil sump 35; because the leakage current flowing through the throttle 49 increases the energy requirement for the valve control if it increases unacceptably. This is particularly the case if the braking effect during the closing process of the gas exchange valve is increased
  • Control of the throttle 49 should be reduced moderately. If the first switching valve 29 is open, the valve 51 is closed by the fluid flow flowing from the hydraulic pump 31 into the first chamber 13, and thus the connection to the throttle 49 is shut off. If the first switching valve 29 is closed, that is to say returned to the switching position shown in FIG. 4, the valve 51 opens and the connection necessary for pushing the fluid out of the first chamber 13 via the throttle 49 during the closing process of the gas exchange valve is restored.
  • the structure of the flow-controlled valve 51 is shown schematically in FIGS. 5 and 6, FIG. 5 showing the open valve and FIG. 6 the closed valve.
  • the flow-controlled valve 51 has a housing 52 with a first valve connection 53 connected to the chamber 13 of the actuator, with a second valve connection 54 connected to the throttle 49 and a third valve connection 55 connected with the outlet of the first switching valve 29.
  • the first valve connection 53 communicates with a lower valve chamber 56, the third valve connection 55 with an upper valve chamber 57 and the second valve connection 54 with an annular chamber 58 located between the lower and upper valve chambers 56, 57.
  • a valve opening 60 surrounded by a valve seat 59 is formed in the housing 52 between the lower valve chamber 56 and the annular chamber 58.
  • a guide sleeve 61 is in the upper valve chamber 57 used, in which a valve member 62 designed as a sliding piston is slidably guided.
  • the valve member 62 cooperates with the valve seat 59 for closing and releasing the valve opening 60, so that the annular space 58 is blocked off by the lower valve chamber 56 when the valve member 59 is seated on the valve seat 59 and when the valve member 59 is lifted off the valve seat 59 62 (FIG. 5) is connected to the lower valve chamber 56.
  • a valve opening spring 63 is inserted, which is designed as a compression spring and is on the one hand in the lower
  • Valve space 56 trained shoulder 64 and on the other hand supported on the valve member 62.
  • the valve opening spring 63 rests the valve member 62 against a stop 65 formed in the guide sleeve 61.
  • the valve member 62 is provided with a central through opening 66 which permanently connects the upper valve chamber 57 to the lower valve chamber 56.
  • the through opening 66 is designed as a throttle, for which purpose the inner contour 67 has such a configuration that that of the upper
  • Valve space 57 flowing to the lower valve space 56 causes a pressure drop in the passage opening 66.
  • the through opening 66 has the shape of a double truncated cone, in which two truncated cones with their smaller base areas are placed one on top of the other.

Landscapes

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Description

Hydraulischer Aktor für ein Gaswechselventil
Stand der Technik
Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Aktor für ein Gaswechselventil für Brennkraftmaschinen.
Das Öffnen und Schließen des Gaswechselventils soll möglichst schnell erfolgen, um die Strömungsverluste des Gaswechselventils beim Ansaugen der Verbrennungsluft oder beim Ausschieben der Abgase aus dem Brennraum zu minimieren.
Der zeitweise im Brennraum der Brennkraftmaschine herrschende Überdruck preßt das Gaswechselventil in den Ventilsitz. Wegen dieses Überdrucks erfordert das Öffnen der Gaswechselventile einen erhöhten Kraftbedarf zum Abheben des Gaswechselventils, insbesondere des Auslaßventils, vom Ventilsitz. Nachdem das Gaswechselventil vom Ventilsitz abgehoben hat, sinkt der Druck im Brennraum stark ab, so daß der Kraftbedarf zum Öffnen des Gaswechselventils entsprechend geringer ist.
Beim Schließen des Gaswechselventils ist außerdem darauf zu achten, daß die Geschwindigkeit, mit der der Ventilteller des Gaswechselventils auf dem Ventilsitz auftrifft nicht zu groß ist. Wenn diese Geschwindigkeit zu hoch ist, entstehen ein unerwünschtes Geräusch und ein erhöhter Verschleiß beim Auftreffen des Ventiltellers auf dem Ventilsitz.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen hydraulischen Aktor für ein Gaswechselventil bereitzustellen, der eine große Kraft am Anfang der Öffnungsbewegung auf das Gaswechselventil ausüben kann, der schnelle Steuerbewegungen des Gaswechselventils ermöglicht und bei dem das
Gaswechselventil mit geringer Geschwindigkeit auf dem Ventilsitz auftrifft.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch einen hydraulischen Aktor für ein Gaswechselventil einer
Brennkraftmaschine mit einer Zylinderbohrung, mit einem Kolben und einem Ringkolben, wobei der Kolben und der Ringkolben in der Zylinderbohrung geführt werden, wobei der Kolben, der Ringkolben und die Zylinderbohrung in axialer Richtung eine erste Kammer begrenzen, deren Volumen zunimmt, wenn der Aktor das Gaswechselventil öffnet, wobei der Ringkolben und die Zylinderbohrung in axialer Richtung eine zweite Kammer begrenzen, deren Volumen abnimmt, wenn der Aktor das Gaswechselventil öffnet, wobei der Kolben und die Zylinderbohrung eine dritte Kammer begrenzen, deren Volumen abnimmt, wenn der Aktor das Gaswechselventil öffnet, und mit einer Einrichtung zur Begrenzung der Volumenabnahme der zweiten Kammer. Vorteile der Erfindung
Bei dem erfindungsgemäßen hydraulischen Aktor wird zu Beginn der Öffnungsbewegung des Gaswechselventils eine große hydraulische Kraft vom Aktor auf das Gaswechselventil übertragen, so daß trotz des Gegendrucks aus dem Brennraum auf den Ventilteller des Gaswechselventils das Gaswechselventil sicher und schnell vom Ventilsitz abgehoben werden kann. Sobald der Kraftbedarf zur Betätigung des Gaswechselventils zurückgegangen ist, bspw. weil kein Gegendruck im Brennraum mehr vorhanden ist, wird der Ringkolben nicht mehr weiter bewegt und es wirkt infolgedessen nur noch eine geringere hydraulische Kraft auf den Kolben des Aktors, die wiederum auf das Gaswechselventil übertragen wird. Mit Verringerung der hydraulischen Kraft verringert sich die zur Verstellung des Aktorkolbens erforderliche Energie, so daß insgesamt der Energiebedarf für die Ventilsteuerung der Brennkraftmaschine sinkt. Gleichzeitig mit der Verringerung dieser Kraft ändert sich auch die Stellgeschwindigkeit des Gaswechselventils.
Schließlich kann beim Schließen des Gaswechselventils mit dem erfindungsgemäßen hydraulischen Aktor ein Abbremsen des Gaswechselventils erreicht werden, bevor das Gaswechselventil auf dem Ventilsitz der Brennkraftmaschine auftrifft. Dadurch werden der Verschleiß von Ventilsitz und Gaswechselventil sowie die Geräusohentwicklung der Ventilsteuerung der Brennkraftmaschine verringert.
Außerdem ist der Beginn des Abbremsvorgangs des Gaswechselventils beim Schließen desselben unabhängig von den Fertigungstoleranzen des Gaswechselventils und den bei Brennkraftmaschinen immer vorhandenen temperaturbedingten Längenänderungen infolge der Wärmedehnung. Deshalb ist mit dem erfindungsgemäßen Aktor ein sehr stabiles Betriebsverhalten der Brennkraftmaschine realisierbar, das weder durch Temperaturdehnungen noch durch Fertigungstoleranzen beeinflußt wird.
Bei einer Variante der Erfindung ist vorgesehen, daß der Kolben einen Einstich aufweist, daß der Ringkolben eine Außenfläche und eine gestufte Mittenbohrung mit einem größeren Durchmesser und einem kleineren Durchmesser aufweist, und daß der Ringkolben mit dem größeren Durchmesser der Mittenbohrung auf den Kolben aufschiebbar ist, so daß auf einfache Weise das Verhältnis der Betätigungskräfte des Aktors beim Öffnen des Gaswechselventils und während der restlichen Stellbewegung einstellbar ist.
Dieser Effekt kann weiter gesteigert werden dadurch, daß die Durchmesser des Kolbens zu beiden Seiten des Einstichs unterschiedlich sind und daß der Ringkolben auf den größeren Durchmesser aufschiebbar ist.
In weiterer Ergänzung der Erfindung ist vorgesehen, daß die Einrichtung zur Begrenzung der Volumenabnahme der zweiten Kammer ein mit der zweiten Kammer hydraulisch in Verbindung stehender Druckspeicher mit einem Kolben ist und daß der Weg des Kolbens begrenzbar ist, so daß auf einfache Weise durch hydraulische Mittel der Ringkolben arretiert werden kann. Da der Druckspeicher nicht die hohen Temperaturen des Gaswechselventils und des Zylinderkopfs der Brennkraftmaschine erreicht, ist die Stellung, in der der Ringkolben nach erfolgtem Öffnen des Gaswechselventils arretiert wird, unabhängig von den Wärmedehnungen des Gaswechselventils und des Zylinderkopfs.
Weitere Ausgestaltungen der Erfindung sehen vor, daß der Druckspeicher ein Federspeicher oder ein Gasspeicher ist und/oder daß der Weg des Kolbens durch einen Anschlag, insbesondere einen verstellbaren Anschlag, begrenzbar ist, so daß der erfindungsgemäße Aktor einfach justiert werden kann.
Weitere Ergänzungen der Erfindung sehen vor, daß die erste Kammer über ein erstes Schaltventil mit einer Pumpe verbindbar ist, daß die zweite Kammer über ein zweites Schaltventil mit einem Ölsumpf verbindbar ist und daß die dritte Kammer mit dem Förderdruck der Pumpe beaufschlagt wird, so daß durch das Betätigen zweier Schaltventile das Gaswechselventil mit dem erfindungsgemäßen hydraulischen
Aktor entweder geöffnet oder geschlossen werden kann, wobei die erhöhte Kraft beim Abheben des Gaswechselventils vom Ventilsitz und die Verzögerung des Gaswechselventils vor dem Auftreffen auf den Ventilsitz automatisch von dem erfindungsgemäßen hydraulischen Aktor realisiert werden.
Eine gesonderte Ansteuerung desselben ist dazu nicht erforderlich. Dies entlastet das zum Ansteuern des Aktors erforderliche Steuergerät und macht den erfindungsge äßen hydraulischen Aktor robust und unempfindlich gegenüber äußeren Einflüssen.
Die erfindungsgemäße Wirkung des Aktors wird weiter dadurch unterstützt, daß die erste Kammer und die zweite Kammer über eine Drossel, insbesondere eine einstellbare Drossel, hydraulisch miteinander in Verbindung stehen und/oder daß ein Rückschlagventil zwischen zweiter Kammer und erster Kammer vorgesehen ist, welches die hydraulische Verbindung von der ersten Kammer zur zweiten Kammer sperrt. Die Drossel hat maßgeblichen Einfluß auf das Abbremsen des Gaswechselventils vor dem Auftreffen auf dem Ventilsitz.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung weist die Einrichtung zur Begrenzung der Volumenabnahme in der zweiten Kammer ein mit einer Öffnung in der zweiten Kammer in Verbindung stehendes Absperrventil auf, das die Öffnung in seiner einen Schaltstellung verschließt und in seiner anderen Schaltstellung zum Fluidausfluß freigibt. Mit Schließen des Absperrventils wird der Ringkolben festgesetzt, so daß der Schließzeitpunkt des Absperrventils den Hubweg des Ringkolbens festlegt. Von dem Hubweg des Ringkolbens ist wiederum der Zeitpunkt des Einsetzens der Bremswirkung beim Schließen des Gaswechselventils abhängig, die bei einem größeren Hub des Ringkolbens früher und bei einem kleineren Hub später einsetzt. Durch das Absperrventil kann somit der Bremsbeginn unabhängig von Fertigungstoleranzen oder Materialausdehnungen infolge von Temperaturschwankungen eingestellt werden.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung wird das Absperrventil nicht als zusätzliche Baueinheit eingesetzt, sondern dessen Funktion dem ohnehin für die Einleitung des Schließvorgangs des Gaswechselventils erforderlichen zweiten Schaltventil zugewiesen. Durch Wegfall des Absperrventils und durch den Verzicht auf den vorstehend beschriebenen Druckspeicher für die Einrichtung zur Begrenzung der Volumenabnahme in der zweiten Kammer werden die Baukosten für die Ventilsteuerung reduziert. Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist zwischen der ersten Kammer und der zwischen den beiden Kammern angeordneten Drossel zur Beeinflussung des Abbremsverhaltens des Aktorkolbens und damit des Gaswechselventils ein strömungsgesteuertes Ventil angeordnet, das so ausgebildet ist, daß es von dem der ersten Kammer zuströmenden Fluid schließbar ist. Dies hat den Vorteil, daß in der Anfangsphase des Hubs des Aktorkolbens, in dem beide Schaltventile geöffnet sind, Fluid von dem ersten Schaltventil nicht direkt über die Drossel in den hydraulischen Entlastungsraum oder Ölsumpf abfließen kann. Bei einer hohen Drosselwirkung der Drossel kann zwar auf dieses strömungsgesteuerte Ventil verzichtet werden, da nur geringe Fluidmengen über die Drossel abfließen, doch bei größerer Drosselöffnung zur Erzielung einer nur kleinen
Bremswirkung am Gaswechselventil ist das strömungsgesteuerte Ventil zum Absperren der Drossel zur Vermeidung größerer Leckagen unerläßlich.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind der nachfolgenden Zeichnung, deren Beschreibung und den Patentansprüchen entnehmbar.
Zeichnung
Die Erfindung ist anhand von in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen in sche atischer Darstellung:
Fig. 1 einen Längsschnitt eines erfindungsgemäßen hydraulischen Aktors mit dessen hydraulischer Anbindung, Fig. 2 einen Längsschnitt des Aktors gemäß Fig. 1 in drei verschiedenen Stellungen,
Fig. 3 jeweils ausschnittweise einen Längsschnitt des und 4 Aktors gemäß Fig. 1 mit unterschiedlich modifizierter hydraulischer Anbindung,
Fig. 5 jeweils einen Längsschnitt eines und 6 strömungsgesteuerten Ventils in Fig. 4 im geöffneten (Fig. 5) und geschlossenem (Fig. 6)
Zustand.
Beschreibung des Ausführungsbeispiels
Das Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 stellt einen hydraulischen Aktor mit einem Gehäuse 1 im Längsschnitt dar. Das Gehäuse 1 weist eine gestufte Zylinderbohrung 3 auf. Zur Vereinfachung der Herstellung ist in das Gehäuse 1 eine Hülse 5 eingepreßt, deren Innenbohrung Teil der gestuften Zylinderbohrung 3 ist. Im Bereich der Hülse 5 ist in der
Zylinderbohrung 3 ein Ringkolben 7 und ein Kolben 9 geführt. In der in Fig. 1 dargestellten Position des Kolbens 9 ist das nicht dargestellte Gaswechselventil geschlossen.
Die Zylinderbohrung 3, der Kolben 9 und der Ringkolben 7 begrenzen in Richtung einer Längsachse 11 des Kolbens 9 eine erste Kammer 13. Damit zwischen Zylinderbohrung 3 und Kolben 9 keine Flüssigkeit oder Fluid austreten kann, ist ein erster Dichtring 15 am in Fig. 1 linken Ende der ersten Kammer 13 angeordnet. Der Kolben 9 weist einen Einstich 17 auf. Die Durchmesser des Kolbens 9 zu beiden Seiten des Einstichs 17 sind unterschiedlich groß. An der dem Dichtring 15 zugewandten Seite hat der Kolben 9 einen kleineren Durchmesser di, und an dem anderen Ende des Einstichs 17 hat der Kolben 9 einen größeren Durchmesser d2.
Zwischen der Hülse 5 und dem Kolben 9 ist der Ringkolben 7 angeordnet. Der Ringkolben 7 ist so in die Zylinderbohrung 3 eingepaßt, daß er einerseits in axialer Richtung verschiebbar ist und daß andererseits eine gute Dichtwirkung zwischen der Zylinderbohrung 3 und dem Ringkolben 7 erzielt wird. Der Ringkolben 7 weist eine gestufte Mittenbohrung 19 mit einem kleineren Durchmesser d3 und einem größeren Durchmesser, der so groß ist wie d2, auf. Die Passung zwischen dem Ringkolben 7 und dem größeren Durchmesser d2 des Kolbens 9 ist ebenfalls so gewählt, daß Ringkolben 7 und Kolben 9 in axialer Richtung relativ zueinander bewegbar sind und trotzdem eine gute Dichtwirkung erzielt wird.
Auf der in Fig. 1 rechten Seite des Ringkolbens 7 begrenzen die Zylinderbohrung 3 und der Ringkolben 7 eine zweite Kammer 27. Die Zylinderbohrung 3 hat in diesem Bereich einen Durchmesser d4, welcher dem Außendurchmesser des Ringkolbens 7 entspricht. An dem in Fig. 1 rechten Ende des Kolbens 9 weist dieser einen Absatz mit dem Durchmesser ds auf.
An dem in Fig. 1 rechten Ende der Zylinderbohrung 3 wird der Ringspalt zwischen Zylinderbohrung 3 und Kolben 9 durch einen zweiten Dichtring 21 Überbrückt und gegen die Umgebung abgedichtet. An diesem Ende des Kolbens 9 ist der Schaft 23 eines nur teilweise dargestellten Gaswechselventils mit dem Kolben 9 formschlüssig verbunden.
Zwischen dem Absatz des Kolbens 9 mit dem Durchmesser ds und der Zylinderbohrung 3 mit dem Durchmesser d2 befindet sich eine dritte Kammer 25, die von dem Dichtring 21 gegenüber der Umgebung abgedichtet wird. Der Ringkolben 7, der Teil der Zylinderbohrung 3 mit dem Durchmesser d4 und der Kolben begrenzen eine zweite Kammer 27. Die erste Kammer 13 ist über ein erstes Schaltventil 29 mit einer Pumpe 31 hydraulisch verbindbar. Das erste Schaltventil 29 kann bspw. als elektrisch betätigtes Magnetventil ausgebildet sein.
Die Pumpe 31 beaufschlagt die dritte Kammer 25 permanent mit dem von ihr erzeugten Förderdruck.
Durch ein zweites, bspw. als elektrisch betätigtes Magnetventil ausgebildetes Schaltventil 33 kann eine hydraulische Verbindung zwischen der zweiten Kammer 27 und einem Entlastungsraum oder Ölsumpf 35 hergestellt werden. In einer Leitung 37, welche zweite Kammer 27 und zweites Schaltventil 33 verbindet, ist ein Rückschlagventil 39 angeordnet. Zwischen Rückschlagventil 39 und zweiter Kammer 27 ist ein hydraulischer Speicher 41 angeschlossen. Der hydraulische Speicher 41 weist einen Kolben 43 auf, der sich gegen die Kraft einer Feder 45 bewegt, wenn der auf die der Feder 45 abgewandten Stirnseite des Kolbens 43 wirkende Druck ausreichend hoch ist. Dieser Druck ist gleich groß wie der Druck in der Leitung 37. Der Weg des Kolbens 43 gegen die Kraft der Feder 45 wird durch einen Anschlag 47, der auch verstellbar ausgeführt sein kann, begrenzt. Zwischen der ersten Kammer 13 und der zweiten Kammer 27 ist eine hydraulische Verbindung vorgesehen, in der eine einstellbare Drossel 49 angeordnet ist.
Wenn die erste Kammer 13 und die dritte Kammer 25 mit dem Förderdruck der Pumpe 31 beaufschlagt werden, was bei geöffnetem ersten Schaltventil 29 der Fall ist, wirken auf den Kolben 9 verschiedene hydraulische Kräfte, die nachfolgend erläutert werden:
- Der Durchmesser d4 der Zylinderbohrung 3, der Ringkolben 7 und die in Fig. 1 rechte Seite des Einstichs 17 bilden eine erste Ringfläche Ai mit einem Außendurchmesser d4 und einem Innendurchmesser d6, welcher dem Innendurchmesser des Einstichs 17 entspricht. Der auf die erste Ringfläche Ai wirkende Druck des in der ersten Kammer 13 befindlichen hydraulischen Fluids versucht den Kolben 9 nach rechts zu bewegen. Die daraus resultierende Kraft ist für das Öffnen des nicht dargestellten Gaswechselventils verantwortlich.
- Der Absatz auf der in Fig. 1 rechten Seite des Einstichs 17, der durch die Durchmesser d2 und d6 begrenzt wird, wird nachfolgend auch als zweite Ringfläche A2 bezeichnet.
Verringert wird die auf die erste Ringfläche i wirkende hydraulische Kraft durch die auf eine dritte Ringfläche A3 und eine vierte Ringfläche A4 wirkenden hydraulischen Kräfte.
Die dritte Ringfläche A3 wird durch den Absatz im Kolben 9, welcher durch den Durchmesser di des Kolbens 9 und den Durchmesser d6 des Einstichs 17 gebildet wird, begrenzt. Auf die dritte Ringfläche A3 übt das in der ersten Kammer 13 befindliche Hydraulikfluid eine in Fig. 1 nach links wirkende Kraft aus.
Die vierte Ringfläche A. wird durch einen Absatz 51 des Kolbens 9 im Bereich der dritten Kammer 25 begrenzt. Der Absatz 51 wird durch den Durchmesser d2 und den Durchmesser d5 des Kolbens 9 gebildet. Die vierte Ringfläche A. übt stets eine entgegen der Öffnungsrichtung wirkende Kraft auf den Kolben 9 aus, da, wie bereits erwähnt, die dritte Kammer 25 stets mit dem Vordruck der Pumpe 31 beaufschlagt wird.
Da die erste Ringfläche Ai größer ist als die dritte Ringfläche A3 und die vierte Ringfläche A3, bewegt sich der Kolben 9 nach rechts, wenn die erste Kammer 13 mit dem Förderdruck der Pumpe 31 beaufschlagt wird. Der Ringkolben 7 überträgt die auf ihn wirkende hydraulische Kraft über den Absatz seiner gestuften Mittenbohrung 19 auf den Kolben 9. Die Bewegung des Kolbens 9 in Fig. 1 nach rechts hat das Öffnen des nicht dargestellten Gaswechselventils zur Folge.
Wenn der Ringkolben 7 und der Kolben 9 sich in Fig. 1 nach rechts bewegen, nimmt das Volumen der zweiten Kammer 27 ab. Da das zweite Schaltventil 33 geschlossen ist, kann das durch die Bewegung des Ringkolbens 7 und des Kolbens 9 nach rechts aus der zweiten Kammer 25 verdrängte Fluid nur in den hydraulischen Speicher 41 strömen. Das hydraulische Fluid, welches in den hydraulischen Speicher 41 strömt, bewegt den Kolben 43 gegen die Feder 45, bis der Kolben 43 auf dem Anschlag 47 aufliegt.
Wenn der Kolben 43 an dem Anschlag 47 aufliegt, kann kein Hydraulikfluid mehr aus der zweiten Kammer 27 in den hydraulischen Speicher 41 strömen, was zur Folge hat, daß das Volumen der zweiten Kammer 27 konstant bleibt. Dies bedeutet nichts anderes als daß der Ringkolben 7 sich nicht mehr weiter nach rechts bewegen kann. Infolgedessen verringert sich die hydraulische Kraft, welche den Kolben 9 nach rechts bewegt, da nunmehr nur noch die auf die zweite Ringfläche A2 wirkende hydraulische Kraft für die Öffnung des nicht dargestellten Gaswechselventils zur Verfügung steht.
Die zuvor beschriebenen, auf die dritte Ringfläche A3 und die vierte Ringfläche A4 wirkenden hydraulischen Kräfte, welche den Kolben nach links, also entgegen der Öffnungsbewegung, drücken wollen, bleiben unverändert. Dadurch wird die auf das nicht dargestellte Gaswechselventil wirkende Öffnungskraft nach dem Abheben des Gaswechselventils vom nicht dargestellten Ventilsitz verringert.
In der Figuren 2a, 2b und 2c sind verschiedene Stadien der Öffnungsbewegung und der Schließbewegung dargestellt anhand derer das oben gesagte verdeutlicht werden soll. Um die
Zeichnung nicht zu überfrachten sind in Fig. 2 nicht alle Bezugszeichen der Fig. 1 wiederholt worden.
In der Fig. 2a ist der Aktor in einer Stellung dargestellt, in der das Gaswechselventil geschlossen ist und die volle Öffnungskraft zur Verfügung steht.
In der Fig. 2b ist der Zustand dargestellt in dem das Volumen der zweiten Kammer 27 nicht mehr abnimmt, da der in Fig. 2 nicht dargestellte Druckspeicher 41 kein Fluid mehr aufnimmt. In Folge dessen bewegt sich der Ringkolben 7 nicht mehr. Wenn das Gaswechselventil weiter geöffnet wird, verläßt der Kolben 9 mit seinem Durchmesser d2 die gestufte Mittenbohrung 19 des Ringkolbens 7. Ab dieser Stellung ist eine direkte hydraulische Verbindung zwischen erster Kammer 13 und zweiter Kammer 27 vorhanden. An der Offnungskraft ändert dies nichts.
In der Fig. 2c ist der hydraulische Aktor in einer Stellung dargestellt, bei der das Gaswechselventil voll geöffnet ist und sich der Kolben 9 aus dem Ringkolben 7 nach rechts herausbewegt hat.
Zum Schließen des Gaswechselventils muß der Kolben 9 m den Fig. 1 und 2 nach links bewegt werden. Dies geschieht dadurch, daß das erste Schaltventil 29 geschlossen und das zweite Schaltventil 33 geöffnet wird. Diese Stellung der Schaltventile 29 und 33 ist m Fig. 1 dargestellt. Die auf den Absatz 49 des Kolbens 9 von dem m der dritten Kammer 25 und unter dem Forderdruck der Pumpe 31 stehenden Fluid ausgeübte hydraulische Kraft bewegt den Kolben 9 nach links. Dabei wird Hydraulikfluid aus der ersten Kammer 13 und der zweiten Kammer 27 uoer das Rückschlagventil 39 und das zweite Schaltventil 33 m den Ölsumpf 35 gefordert. Außerdem kann die Feder 45 des hydraulischen Speichers 41 den Kolben 43 vom Anschlag 47 abheben und den Kolben 43 wieder m seine Ausgangslage bewegen.
Sobald der Kolben 9 mit seinem Durchmesser d2 m die Stufenbohrung 19 des Ringkolbens 7 eintaucht, kann das in der ersten Kammer 13 befindliche Hydraulikfluid nicht mehr direkt über die zweite Kammer 27 und die Leitung 37 in den ölsumpf 35 gelangen, sondern muß über die Drossel 49 in den Olsumpf 35 abfließen. Dadurch baut sich in der ersten Kammer 13 ein gewisser Überdruck auf. Dadurch wird die Bewegung des Kolbens 9 abgebremst. Sobald der Ringkolben 7 am Kolben 9 mit seiner gestuften Innenbohrung 19 aufliegt, bewegen sich der Ringkolben 7 und der Kolben 9 gemeinsam. Dadurch wird ein größeres Ölvolumen durch die Drossel 49 gefördert, was zu einer Verstärkung der Bremswirkung führt.
Die Stellung, ab der die gewünschte Abbremsung des Gaswechselventils vor dem Auftreffen auf dem nicht dargestellten Ventilsitz einsetzt, ist vom Hub des Speicherkolbens 43 abhängig und somit nicht von der
Wärmeausdehnung, welcher der hydraulische Aktor ausgesetzt ist. Auch Fertigungstoleranzen des Aktors beeinflussen diese Position nicht. Durch die geeignete Wahl der Durchmesser di bis de, können die Verhältnisse der Öffnungskraft beim Abheben des Gaswechselventils vom Ventilsitz sowie der reduzierten Öffnungskraft beim weiteren Öffnen des Gaswechselventils und die Schließkraft beim Schließen des Gaswechselventils aufeinander abgestimmt werden, urn ein optimales Betriebsverhalten des hydraulischen Aktors zu erreichen.
In Fig. 3 ist ausschnittweise der Aktor gemäß Fig. 1. nur in dem nachfolgend interessierenden Umfang mit Gehäuse 1, erster Kammer 13, zweiter Kammer 27 und dritter Kammer 25 und seine hydraulische Anbindung an die Hydraulikpumpe 31 mit dem bspw. als 2/2-Wegemagnetventil ausgebildeten ersten Schaltventil 29 und der hydraulischen Verbindung zwischen erster Kammer 13 und zweiter Kammer 27 über die Drossel 49 dargestellt. Der hydraulische Entlastungsraum oder Ölsumpf ist nach wie vor mit 35 und die die zweite Kammer 27 mit dem bspw. als 2/2- Wege agnetventil ausgebildeten zweiten Schaltventil 33 verbindende Leitung mit 37 bezeichnet. Der hydraulische Aktor ist insofern modifiziert, als die Einrichtung zur Begrenzung der Volumenabnahme der zweiten Kammer 27, die in Fig. 1 als hydraulischer Federspeicher 41 ausgeführt ist, nun durch ein Absperrventil 50 ersetzt ist, das mit einer Öffnung in der zweiten Kammer 27 in Verbindung steht, bspw. an die Leitung 37 angeschlossen ist, und die Öffnung in der zweiten Kammer 27 bzw. den Leitungsanschluß an der Leitung 37 in seiner einen Schaltstellung verschließt und in seiner anderen Schaltstellung zum Fluidabfluß hin zum Ölsumpf 35 freigibt. Die Funktion dieses in Fig. 3 nur symbolisch eingezeichneten Absperrventils 50 ist jedoch dem zweiten Schaltventil 33 zugewiesen, das zum Freigeben des Fluidabflusses aus der zweiten Kammer 27 in der in Fig. 3 gezeigten Grundstellung steht und zum Absperren der zweiten Kammer 27 in seine andere Schaltstellung umgeschaltet wird. Darüber hinaus behält das Umschaltventil 33 seine zu Fig. 1 bereits beschriebene Funktion für das Schließen des Gaswechselventils unverändert bei.
Wie vorstehend beschrieben ist, muß zum Öffnen des
Gaswechselventils das erste Schaltventil 29 geöffnet werden. Fluid strömt nunmehr unter dem Förderdruck in die Kammer 13, so daß der Kolben 9 des Aktors zusammen mit dem Ringkolben 7 wie in Fig. 2b dargestellt verschoben wird. Wird zu einem beliebigen Zeitpunkt während der Verschiebung des Ringkolbens 7 das zweite Schaltventil 33 in seine Sperrstellung umgeschaltet, so kann kein Fluid aus der zweiten Kammer 27 ausströmen und der Ringkolben 7 ist blockiert. Der Hub des Ringkolbens 7 wird also durch den Zeitpunkt der Umschaltung des zu Beginn der Öffnungsbewegung des Aktors offenen zweiten Umschaltventils 33 festgelegt. Wie vorstehend beschrieben ist, wird zum Schließen des Gaswechselventils der Ringkolben 7 durch den Druck in der dritten Ventilkammer 25 zurückgeschoben, sobald das erste Schaltventil 29 wieder gesperrt und das zweite Schaltventil 33 wieder geöffnet wird. Dabei baut sich der Druck in der ersten Kammer 13 über die Drossel 49 ab. Nach einem Hubweg stößt der Kolben 9 an den Ringkolben 7 an und nimmt diesen auf seinem weiteren Hubweg mit. Dadurch wird ein hoher Volumenstrom und ein starker Druckanstieg in der ersten Kammer 13 ausgelöst, so daß der Kolben 9 stark gebremst wird. Die Bremswirkung setzt ab dem Zeitpunkt ein, an dem sich der Ringkolben 7 mit dem Kolben 9 mitbewegt, so daß der Zeitpunkt des Einsetzens des Bremsvorgangs durch den beim Öffnungsvorgang des Gaswechselventils eingestellten Hubweg des Ringkolbens 7 festgelegt ist. Damit kann durch den
Zeitpunkt des Umschaltens des zweiten Schaltventils 33 in seine Sperrstellung beim Öffnen des Gaswechselventils der Zeitpunkt des Einsetzens des Bremsvorgangs beim Schließen des Gaswechselventils festgelegt werden.
Das in Fig. 4 ausschnittweise dargestellte
Ausführungsbeispiel des Aktors mit hydraulischer Anbindung ist gegenüber Fig. 3 nur insoweit modifiziert, als zwischen der ersten Kammer 13 im Gehäuse 1 und der Drossel 49 in der Verbindungsleitung zu der zweiten Kammer 27 im Gehäuse 1 ein strömungsgesteuertes Ventil 51 eingeschaltet ist, das so ausgebildet ist, daß es von dem der ersten Kammer 13 zuströmenden Fluid schließbar ist. Dieses strömungsgesteuerte Ventil 51 verhindert, daß in der Anfangsphase zum Aufsteuern des Gaswechselventils, in der sowohl das erste Schaltventil 29 als auch das zweite Schaltventil 33 geöffnet ist, Fluid direkt von dem ersten Schaltventil 29 über das zweite Schaltventil 33 zu dem Ölsumpf 35 abfließt; denn der über die Drossel 49 fließende Leckstrom erhöht den Energiebedarf für die Ventilsteuerung wenn er inakzeptabel ansteigt. Dies ist insbesondere dann der Fall, wenn die Bremswirkung beim Schließvorgang des Gaswechselventils durch eine größere
Aufsteuerung der Drossel 49 moderat gesenkt werden soll. Ist das erste Schaltventil 29 geöffnet, so wird durch den von der Hydraulikpumpe 31 in die erste Kammer 13 fließenden Fluidstrom das Ventil 51 geschlossen und somit die Verbindung zur Drossel 49 abgesperrt. Wird das erste Schaltventil 29 geschlossen, also in die in Fig. 4 dargestellte Schaltstellung zurückgeführt, so öffnet das Ventil 51, und die notwendige Verbindung zum Ausschieben des Fluids aus der ersten Kammer 13 über die Drossel 49 beim Schließvorgang des Gaswechselventils ist wieder hergestellt.
Der Aufbau des strömungsgesteuerten Ventils 51 ist in Fig. 5 und 6 schematisch dargestellt, wobei Fig. 5 das geöffnete Ventil und Fig. 6 das geschlossene Ventil zeigt. Das strömungsgesteuerte Ventil 51 weist ein Gehäuse 52 mit einem mit der Kammer 13 des Aktors verbundenen ersten Ventilanschluß 53, mit einem an der Drossel 49 angeschlossenen zweiten Ventilanschluß 54 und einem mit dem Ausgang des ersten Schaltventils 29 verbundenen dritten Ventilanschluß 55 auf. Der erste Ventilanschluß 53 steht mit einem unteren Ventilraum 56, der dritte Ventilanschluß 55 mit einem oberen Ventilraum 57 und der zweite Ventilanschluß 54 mit einem zwischen unterem und oberem Ventilraum 56, 57 sich befindlichen Ringraum 58 in Verbindung. Zwischen dem unteren Ventilraum 56 und dem Ringraum 58 ist im Gehäuse 52 eine von einem Ventilsitz 59 umgebene Ventilöffnung 60 ausgebildet. In den oberen Ventilraum 57 ist eine Führungshülse 61 eingesetzt, in der ein als Verschiebekolben ausgebildetes Ventilglied 62 verschieblich geführt ist. Das Ventilglied 62 wirkt mit dem Ventilsitz 59 zum Schließen und Freigeben der Ventilöffnung 60 zusammen, so daß der Ringraum 58 bei auf dem Ventilsitz 59 aufsitzendem Ventilglied 62 (Fig. 6) von dem unteren Ventilraum 56 abgesperrt ist und bei von dem Ventilsitz 59 abgehobenem Ventilglied 62 (Fig. 5) mit dem unteren Ventilraum 56 verbunden ist. Im unteren Ventilraum 56 ist eine Ventilöffnungsfeder 63 eingelegt, die als Druckfeder ausgebildet ist und sich einerseits an einer im unteren
Ventilraum 56 ausgebildeten Schulter 64 und andererseits am Ventilglied 62 abstützt. Die Ventilöffnungsfeder 63 legt das Ventilglied 62 gegen einen in der Führungshülse 61 ausgebildeten Anschlag 65 an.
Das Ventilglied 62 ist mit einer zentralen Durchgangsöffnung 66 versehen, die permanent den oberen Ventilraum 57 mit dem unteren Ventilraum 56 verbindet. Die Durchgangsöffnung 66 ist als Drossel ausgebildet, wozu deren Innenkontur 67 eine solche Ausgestaltung aufweist, daß das von dem oberen
Ventilraum 57 zu dem unteren Ventilraum 56 strömende Fluid einen Druckabfall in der Durchgangsöffnung 66 hervorruft. Im Ausführungsbeispiel der Fig. 5 und 6 weist hierzu die Durchgangsöffnung 66 die Form eines Doppelkegelstumpfes auf, bei dem zwei Kegelstümpfe mit ihren kleineren Grundflächen aufeinandergesetzt sind.
Wird zum Öffnen des Gaswechselventils das erste Schaltventil 29 geöffnet, so strömt Fluid vom Ausgang der Pumpe 31 durch die Durchgangsöffnung 66 im Ventilglied 62, wobei aufgrund der Innenkontur 67 ein Druckabfall zwischen oberem und unterem Ventilraum 57, 56 entsteht. Somit ist der Druck im oberen Ventilraum 57 größer als im unteren Ventilraum 56, und es entsteht am Ventilglied 62 eine resultierende Verschiebekraft, die entgegen der Federkraft der Ventilöffnungsfeder 63 das Ventilglied 62 auf den Ventilsitz 59 aufsetzt und damit die Ventilöffnung 60 schließt, wodurch die Verbindung zur Drossel 49 gesperrt ist.
Wird das erste Schaltventil 29 wieder geschlossen, so fließt kein Fluid mehr über die Durchgangsöffnung 66. Es entsteht kein Druckabfall an der Innenkontur 67, so daß die Drücke im unteren Ventilraum 56 und im oberen Ventilraum 57 gleich groß sind. Die auf das Ventilglied 60 wirkende Kraft ist Null, und durch die Federkraft der Ventilöffnungsfeder 63 wird das Ventilglied 62 an den Anschlag 65 in der Führungshülse 61 angelegt. Das Ventilglied 62 ist damit vom Ventilsitz 59 abgehoben und die erste Kammer 13 des Aktors mit der Drossel 49 verbunden. Beim Schließen des Gaswechselventils kann nunmehr das durch die Verschiebebewegung der Kolben 9 und 7 aus der ersten Kammer 13 verdrängte Fluidvolumen über die Drossel 49 und das geöffnete zweite Schaltventil 33 in den Ölsumpf 35 abfließen.

Claims

Ansprüche
1. Hydraulischer Aktor für ein Gaswechselventil einer
Brennkraftmaschine mit einer Zylinderbohrung (3), mit einem Kolben (9) und mit einem Ringkolben (7), wobei der Kolben (9) und der Ringkolben (7) in der Zylinderbohrung (3) geführt werden, wobei der Kolben (9), der Ringkolben (7) und die Zylinderbohrung (3) in axialer Richtung eine erste Kammer (13) begrenzen, deren Volumen zunimmt, wenn der Aktor (1) das Gaswechselventil (23) öffnet, wobei der Ringkolben (7) und die Zylinderbohrung (3) in axialer Richtung eine zweite Kammer (27) begrenzen, deren Volumen abnimmt, wenn der Aktor (1) das
Gaswechselventil (23) öffnet, wobei der Kolben (9) und die Zylinderbohrung (3) eine dritte Kammer (25) begrenzen, deren Volumen abnimmt, wenn der Aktor (1) das Gaswechselventil (23) öffnet, und mit einer Einrichtung zur Begrenzung der Volumenabnahme der zweiten Kammer (27).
2. Aktor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daf5 der Kolben (9) einen Einstich (17) aufweist, daß der Ringkolben (7) eine gestufte Mittenbohrung (19) mit einem größeren Durchmesser (d2) und einem kleineren Durchmesser (d3) aufweist, und daß der Ringkolben (7) mit dem größeren Durchmesser (d2) der Mittenbohrung (19) auf den Kolben (9) aufschiebbar ist.
3. Aktor nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Durchmesser (di, d2) des Kolbens (9) zu beiden Seiten des Einstichs (17) unterschiedlich sind und daß der Ringkolben (7) auf den größeren Durchmesser (d2) aufschiebbar ist.
4. Aktor nach einem der Ansprüche 1 - 3, dadurch gekennzeichnet, daß die dritte Kammer (25) direkt und die erste Kammer (13) über ein erstes Schaltventil (29) mit dem Ausgang einer Förderdruck erzeugenden Pumpe (31) und die zweite Kammer (27) über ein zweites Schaltventil (33) mit einem Fluid aufnehmenden Entlastungsraum (35) verbunden ist.
5. Aktor nach einem der Ansprüche 1 - 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung zur Begrenzung der Volumenabnahme der zweiten Kammer (27) ein mit der zweiten Kammer (27) in Verbindung stehender Druckspeicher (41) mit einem (43) Kolben ist und daß der Weg des Kolbens (43) begrenzbar ist.
6. Aktor nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckspeicher (41) ein Federspeicher (45) oder ein Gasspeicher ist.
7. Aktor nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Weg des Kolbens (43) durch einen Anschlag, insbesondere einen verstellbaren Anschlag (47), begrenzbar ist.
8. Aktor nach einem der Ansprüche 1 - 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung zur Begrenzung der Volumenabnahme in der zweiten Kammer (27) ein mit einer Öffnung in der zweiten Kammer (27) in Verbindung stehendes Absperrventil (50) aufweist, das die Öffnung in seiner einen Schaltstellung verschließt und in seiner anderen Schaltstellung zum Fluidabfluß freigibt.
9. Aktor nach Anspruch 4 und 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Absperrventil von dem zweiten Schaltventil (33) gebildet ist.
10. Aktor nach einem der Ansprüche 1 - 9, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Kammer (13) und die zweite Kammer (27) über eine Drossel, insbesondere eine einstellbare Drossel (49), miteinander in Verbindung stehen.
11. Aktor nach einem der Ansprüche 1 - 9, dadurch gekennzeichnet, daß ein Rückschlagventil (39) zwischen zweiter Kammer (27) und erster Kammer (13) vorgesehen ist und daß das Rückschlagventil (39) die Verbindung von der ersten Kammer (13) zur zweiten Kammer (27) sperrt.
12. Aktor nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der ersten Kammer (13) und der Drossel (49) ein strömungsgesteuertes Ventil (51) angeordnet ist, das so ausgebildet ist, daß es normalerweise geöffnet und von dem der ersten Kammer (13) zuströmenden Fluid schließbar ist.
13. Aktor nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß das strömungsgesteuerte Ventil (51) ein Gehäuse (52) mit einem mit der Kammer (13) in Verbindung stehenden ersten Ventilraum (56), einem mit der Drossel (49) in Verbindung stehenden zweiten Ventilraum (57), einem mit dem ersten Schaltventil (29) in Verbindung stehenden dritten Ventilraum (57) und mit einer zwischen dem ersten und zweiten Ventilraum (56, 58) angeordneten, von einem Ventilsitz (59) umgebenen Ventilöffnung (60) sowie ein den dritten Ventilraum (57) begrenzendes, im Gehäuse axial verschiebbares Ventilglied (62), das mit dem Ventilsitz (59) zum Schließen und Öffnen der Ventilöffnung (60) zusammenwirkt, und eine im Ventilglied (62) ausgebildete Drosselöffnung (66) aufweist, die den ersten und dritten Ventilraum (56, 57) miteinander verbindet.
14. Aktor nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Drossel (49) von der Innenkontur (67) einer in das Ventilglied (62) eingebrachten, zentralen
Durchgangsöffnung (66) gebildet ist, die eine solch ausgestaltete Innenkontur (67) aufweist, daß das von dem dritten Ventilraum (57) in den ersten Ventilraum (56) strömende Fluid am Ventilglied (62) einen Druckabfall hervorruft.
15. Aktor nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenkontur (67) der Durchgangsöffnung (66) und die Ventilöffnungsfeder (63) so aufeinander abgestimmt sind, daß die auf das Ventilglied (62) aufgrund der
Druckdifferenz wirkende Verschiebekraft größer ist als die entgegenwirkende Kraft der Ventilöffnungsfeder (63).
6. Aktor nach einem der Ansprüche 13 - 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Durchgangsöffnung (66) die Form eines Doppelkegelstumpfes aufweist, bei dem zwei koaxiale Kegelstümpfe mit ihren kleineren Grundflächen aufeinanderstehen.
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