EP3184760B1 - Brennkraftmaschine mit einer motorstaubremse und einer dekompressionsbremse - Google Patents
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Definitions
- the invention relates to an internal combustion engine with at least one exhaust valve per cylinder which can be actuated via a camshaft and a transmission device, a hydraulic valve lash compensation element being arranged in the transmission device between the camshaft and the exhaust valve, and with an engine brake device comprising an engine dust brake for building up an exhaust gas counterpressure and a decompression brake , with which at least one exhaust valve can be kept open at least in an engine braking phase, in particular also in a cam base circle phase.
- a hydraulic valve clearance compensation mechanism is arranged in each case in a valve bridge.
- the valve lash adjuster mechanism has a piston bordering a pressure chamber, the pressure chamber being fluidly connected via a check valve to a pressure line having a constant pressure.
- a relief line extends from the pressure chamber and opens into an oil outlet opening via a controllable relief valve.
- a hydraulic valve additional control unit of the engine control device is also arranged in the valve bridge, the control pressure chamber of which is fluidly connected to the pressure chamber of the controllable relief valve.
- the control pressure chamber is in flow connection via an oil channel with a control pressure line in a counterholder, a counterholder making contact with the valve bridge on a side facing away from the outlet valves via a stop piston. Due to the numerous hydraulic pistons and pressure lines arranged in the valve bridge, a high level of processing and manufacturing effort is required for the valve bridge, the valve bridge being structurally weakened and therefore having to be designed correspondingly massive.
- the engine brake devices described in the cited documents are each a hybrid form of an engine dust brake and a decompression brake, which is also referred to in particular as EVB (abbreviation for "exhaust valve brake”).
- EVB abbreviation for "exhaust valve brake”
- the hydraulic additional valve control unit is installed on one side in a valve bridge of the connecting mechanism that simultaneously actuates two outlet valves.
- the hydraulic valve auxiliary control unit is supplied with oil by means of the already existing oil circuit of the respective internal combustion engine.
- the use of hydraulic valve lash adjusters requires additional measures to avoid uncontrolled inflation of the valve lash adjuster during engine braking, which could lead to serious engine damage.
- both the upward and downward movement of the engine piston can be used for braking.
- the relief valve is switched in engine braking mode, which releases a relief bore to the high-pressure chamber of the hydraulic valve lash adjuster.
- this relief drilling will initially still closed by the hold-down device.
- the relief bore is released by the rocker arm movement, the oil escapes and relieves the piston. This means that the "extended" piston of the hydraulic valve lash adjuster can reset and the exhaust valve can be closed completely.
- Valve control devices which use a hydraulic valve lash compensation element to form a throttle gap in engine braking operation, but do not use a relief valve with hold-down device to terminate engine braking operation.
- the valve lash adjuster is reset by reducing the oil pressure in the pressure chamber via a leakage gap provided for this purpose. This is dimensioned such that on the one hand it guarantees a sufficiently long opening of the valve during engine braking operation, and on the other hand ensures that the exhaust valve is reliably closed after the engine braking operation has ended before the cylinder is fired again.
- this technical solution requires a very precise dimensioning of the gap, taking into account parameters such as oil pressure and oil viscosity and thus the oil type and temperature.
- Another disadvantage of this technical solution is that if the parameters just mentioned are changed during operation, the leakage gap size cannot be adjusted accordingly, as a result of which the engine braking power is reduced or damage to the exhaust line can occur due to incompletely closed exhaust valves in fired operation is therefore an object of the invention to provide both an engine brake and an automatic valve lash adjuster in an improved manner.
- the invention is based in particular on the task of providing a motor brake that is simpler, more cost-saving and space-saving as well as automatic valve play compensation.
- a device in particular an internal combustion engine, is provided with at least one exhaust valve per cylinder which can be actuated via a camshaft and a mechanical transmission device.
- a hydraulic valve lash compensation element is arranged in the transmission device between the camshaft and the exhaust valve.
- the hydraulic valve lash adjuster can comprise a piston adjoining a pressure chamber and an oil pressure line opening into the pressure chamber via a check valve loaded by a spring.
- Hydraulic valve lash adjustment elements in internal combustion engines are known per se and are used, in particular, to compensate for the length dimensions of the charge exchange valves that change over the operating period in such a way that a reliable valve closing is ensured in the base circle phase of the cam actuating the valve.
- the cam elevation should be transferred to the valve without loss and thus be converted into a valve lift movement.
- the mode of operation of such hydraulic valve lash adjusters which are arranged in the power flow of a valve control, in particular an internal combustion engine, is assumed to be known below.
- the internal combustion engine further comprises an engine brake device, comprising an engine brake known per se for building up an exhaust gas back pressure.
- the engine dust brake can comprise, for example, a controllable or regulatable damper arranged in the exhaust tract.
- the engine brake device further comprises a decompression brake with which at least one exhaust valve can be kept open at least in one engine braking phase.
- the decompression brake is initiated in a gas-controlled manner via the increased exhaust gas counterpressure with the at least partially closed brake flap, in which a "valve jumping" of the exhaust valves is specifically triggered.
- a special feature here is that the decompression brake is formed here by the hydraulic valve play compensation element.
- the engine dust brake and the hydraulic valve lash compensation element are designed in such a way that a sum of the forces acting on the exhaust valve results in an open position of the exhaust valve in engine braking operation.
- the forces acting on the exhaust valve include, on the one hand, a valve spring force of the exhaust valve, a gas pressure force generated on the combustion chamber side, each acting in the closing direction of the exhaust valve, a frictional force acting in the transmission device and, on the other hand, a gas pressure force of the exhaust gas pressure generated by the engine dust brake, an oil pressure force generated by the valve clearance compensation element, and a spring force of the return spring of the hydraulic valve lash adjuster, each acting in a direction opposite to the closing direction.
- a force exerted by the hydraulic valve lash compensation element thus acts on the exhaust valve together with the gas force of the exhaust gas pressure generated by the engine dust brake and leads to the exhaust valve being pressed into the open position and / or being held in the open position.
- the hydraulic valve lash adjuster therefore has a double function. On the one hand, it is used to implement a maintenance-free valve train in a conventional manner; on the other hand, it is used in engine brake operation to increase braking performance, in which at least one outlet valve can be kept open by means of the hydraulic valve train in an engine braking phase, so that the hydraulic one Valve train also takes over the function of a decompression brake. This saves components and costs.
- a particular advantage of the invention is that the hydraulic valve lash adjuster can be designed as a classic or conventional hydraulic valve lash adjuster, i. H. can be provided in the form of a hydraulic valve lash adjuster, which has no additional means to enable accelerated pressure relief of the pressure chamber of the hydraulic valve lash adjuster, in order to enable the exhaust valve to close more quickly after engine brake operation has ended.
- the internal combustion engine comprises a control device for controlling the fuel injection that is carried out, a fuel injection to start again after an end of an engine braking operation only after a predetermined delay time.
- the predetermined delay time is set so that it is larger than a closing time of the exhaust valve after the engine brake operation is ended. Fired operation is therefore not restarted immediately after the end of engine braking operation, but is only initiated after waiting for a delay time.
- the closing time of the exhaust valve is understood to mean the time period between the opening of the engine dust brake, which corresponds to the end of engine braking, and the closed position of the exhaust valve held open by the hydraulic valve lash compensation element in engine braking.
- the closing time can be measured experimentally on a test bench, for example.
- the hydraulic valve lash adjuster is preferably designed such that a duration of the closing time essentially corresponds to a duration that a leakage-related resetting process of the deflected piston of the hydraulic valve lash adjuster takes, which is triggered at the end of engine brake operation by a reduction in a gas force of the exhaust gas pressure acting on the exhaust valve .
- a duration of the closing time essentially corresponds to a duration that a leakage-related resetting process of the deflected piston of the hydraulic valve lash adjuster takes, which is triggered at the end of engine brake operation by a reduction in a gas force of the exhaust gas pressure acting on the exhaust valve .
- essentially the decrease in the gas force generated by the engine brake and not a change in the oil force generated by the valve lash adjuster is decisive for the return of the exhaust valve to the closed position after the engine brake operation has ended and thus also for the value of the closing time.
- a duration of the closing time can thus essentially depend on a reduction in a gas force of the exhaust gas pressure acting on the exhaust valve when the engine dust brake is opened at the end of engine brake operation.
- a particularly advantageous variant of this embodiment further provides that no counter-holder is provided, which is designed to only release an outlet opening of the relief line at the beginning of an exhaust stroke.
- no counter-holder is provided on which the transmission device rests in an end position on the preferably adjustable counter-holder. This can save costs for these additional parts and the space required for them.
- the delay time is in a range from 0.5 to 3 seconds, more preferably in a range from 1 to 2 seconds. Furthermore, the delay time can be stored in the control device or in a memory device used by the control device.
- the mechanical transmission device comprises a valve bridge and a valve lever designed as a rocker arm or rocker arm, which is driven by the camshaft and acts on the exhaust valves via the valve bridge.
- a piston, a check valve and a spring of the hydraulic valve clearance compensation element can be located between the valve lever and the valve bridge can be arranged.
- the hydraulic valve clearance compensation can be arranged between the tappet rod and the rocker arm, integrated into a cup tappet or a valve tappet.
- the invention further relates to a motor vehicle, in particular a commercial vehicle, with an internal combustion engine, as described in this document.
- Figure 1 shows a valve train 11 with hydraulic valve clearance compensation 6 of an internal combustion engine according to an embodiment of the invention.
- the internal combustion engine comprises a 4-stroke reciprocating internal combustion engine (not shown), which has at least one intake valve (not shown) and two exhaust valves 1 per cylinder.
- the intake and exhaust valves 1 can be controlled from a camshaft (not shown).
- the camshaft can be on the bottom or on the top with respect to the rocker arm 3.
- Figure 1 corresponds to the version with overhead camshaft (not shown) in the area of the control of the two exhaust valves 1 of a cylinder.
- the rocker arm 3 is rotatably mounted on the cylinder head 7 on a bearing block 9 on a bearing axis with a plain bearing.
- the rocker arm 3 in turn acts on a valve bridge 4.
- This valve bridge 4 is used to control the two exhaust valves 1 of a cylinder (not shown) of the internal combustion engine (not shown) which are arranged axially parallel to one another.
- Each of the exhaust valves 1 is axially movably mounted with its stem 1a in the cylinder head 7 (shown in a highly schematic manner) by a closing spring (return spring) 5, which is supported at one end on a cylinder head surface 7a and at the other end on a spring plate 1b attached to the exhaust valve stem 1a, with a certain preload force F3 (see also Figure 2 ) acted upon in the closing direction C.
- a closing spring return spring
- Each of the two closing springs 5 can be realized either by only one spiral spring or two spiral springs coaxial with one another.
- a hydraulic valve lash compensation element 6 is arranged between the rocker arm 3 and the valve bridge 4, so that the rocker arm acts on the valve bridge 4 and thus on the outlet valves 1 via the hydraulic valve lash compensation element 6 and a spherically articulated support cap 8.
- the hydraulic valve lash adjuster 6 which is designed in a manner known per se, has a piston bordering a pressure chamber and an oil pressure line opening into the pressure chamber via a check valve loaded by a spring (not shown in each case).
- the piston, the check valve and the spring of the hydraulic valve lash adjuster 6 are arranged between the valve lever 3 and the valve bridge 4.
- the hydraulic valve lash compensation element 6 serves to compensate in particular for wear (valve works into the valve seat) over the engine life, so that a reliable valve closing is ensured in the base circle phase of the cam actuating exhaust valve 1.
- the exhaust ports 2 of the cylinders open into an exhaust tract of the internal combustion engine, in which an engine dust brake for building up an exhaust gas counterpressure is installed as close to the engine as possible in a manner known per se.
- This can be formed by a throttle valve or a poppet valve or a slide.
- a throttle valve is used in most cases.
- the engine dust brake including its control and / or regulating elements, forms part of the engine brake device and is used during engine braking processes to at least partially shut off the exhaust tract and thereby to cause the exhaust gas to build up upstream.
- Another part of the engine brake device is a decompression brake for increasing the engine braking power, which in the present case is formed by the hydraulic valve play compensation element 6.
- the function of the hydraulic valve lash adjuster 6 for increasing the engine braking power can be described as follows: If the exhaust throttle valve is closed for an engine brake operation, a gas force F5 of the exhaust gas pressure acting on the exhaust valve 1 builds up.
- the exhaust gas pressure in the exhaust duct before compression in particular in the intake stroke before bottom dead center and bottom dead center, rises so much that exhaust valve 1 is briefly pushed open by the pressure wave of an adjacent cylinder, causing a gap between exhaust valve 1 and the valve seat ring is formed or an opening to the outlet channel 2 is created (so-called valve jumping or valve flutter).
- the opening of the valve is supported by a first force component F1, which originates from the hydraulic valve lash compensation element 6 as a result of the oil pressure, and by a second force component F2, which originates from the hydraulic valve lash compensation element 6 as a result of the return spring.
- Pressing the exhaust valve 1 through the two effects described leads to a relief of the hydraulic valve lash adjuster 6 and consequently, due to the constant oil pressure and the spring force of the return spring of the hydraulic valve lash adjuster, to readjusting the hydraulic valve lash adjuster 6.
- the piston of the hydraulic valve lash adjuster thus extends. This prevents the valve from closing again.
- the forces F1 to F6 acting on the exhaust valve 1 are in the Figures 2 and 3 shown.
- the force F5 generated by the engine dust brake and the forces F1 and F2 generated by the valve lash adjuster both act in the same direction O, ie in a direction towards the open position of the exhaust valve 1.
- the maximum gap size and the engine speed, from which a gap occurs between the exhaust valves 1 and the associated valve seat rings, can be influenced.
- the two exhaust valves 1 thus both jump and are kept open by the hydraulic valve lash compensation element 6, which is connected to both exhaust valves 1 via the valve bridge 4.
- An increase in the gap between exhaust valve 1 and valve seat ring or a shift in the occurrence of the gap towards lower engine speeds can be achieved by at least one of the following measures: increasing exhaust gas pressure, reducing gas pressure from the combustion chamber side, increasing oil pressure which is present at the hydraulic valve lash adjuster; Increase the spring force of the return spring of the hydraulic valve lash adjuster; Reduce valve spring force or reduce friction in the valve train.
- a reduction in the gap or a shift in the occurrence of the gap towards higher engine speeds can be achieved in an analogous manner by at least one of the following measures: reducing the exhaust gas pressure, increasing the gas pressure on the combustion chamber side, reducing the oil pressure which is present at the hydraulic valve lash adjuster; Reduce the spring force of the return spring of the hydraulic valve lash adjuster; Increase valve spring force or increase friction in the valve train.
- the gap size set in the engine brake operation via the valve clearance compensation element 6 and thus the desired increase in the engine brake output can be set.
- the gap always approaches a maximum value at a certain engine speed on.
- the maximum value of the gap is obtained when the forces listed above are balanced. This maximum value increases with increasing engine speed.
- valve train 11 Designated states of the valve train 11 each show the state of the valve train, in particular the exhaust valve position in the cam base circle phase, ie the valve lever 3 is not deflected.
- the "cam base circle phase” should in particular be understood to mean an angular range of the cam unit in which cam contours of all the partial cams of the cam unit assume a common base circle level.
- the state I. corresponds to the state of the valve train 11 during an engine braking phase (period before t1).
- the state II. Corresponds to the state of the valve train 11 during a transition phase t1 to t2, during which a towing operation takes place after the engine brake operation has ended, ie. H. no injection takes place.
- Condition III. corresponds to the state of the valve train 11 during a fired operation, which begins after a delay phase of the duration ⁇ t at the time t2.
- a maximum value V1 is set for the gap between exhaust valve 1 and the valve seat ring after a certain time, the maximum value being dependent on the engine speed.
- the piston of the hydraulic valve clearance compensation element 6 is in the extended state P1, characterized by the solid line P1.
- the starting position is shown with the dotted line P3.
- This closing time of the exhaust valve 1 after the engine brake operation has ended can be measured beforehand experimentally on a test bench.
- the engine control unit 10 which controls the fuel injection, is designed to start a fuel injection after an end of engine braking operation (time t1) only after a predetermined delay time .DELTA.t has elapsed, the predetermined delay time .DELTA.t being set so that it is one distance greater is a predetermined closing time of the exhaust valve 1 after the engine brake operation ends.
- a hydraulic valve clearance compensation element with a relief line with a controllable relief valve including a control line and a hold-down device with an adjusting screw.
- the transition from engine brake operation to fired operation is controlled in such a way that the fired operation only begins after the end of engine brake operation after a delay time which is selected in such a way that the exhaust valve has sufficient time to move into the closed position.
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Description
- Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit zumindest einem über eine Nockenwelle und eine Übertragungseinrichtung betätigbaren Auslassventil pro Zylinder, wobei zwischen der Nockenwelle und dem Auslassventil ein hydraulisches Ventilspielausgleichselement in der Übertragungseinrichtung angeordnet ist, sowie mit einer Motorbremseinrichtung, aufweisend eine Motorstaubremse zum Aufbau eines Abgasgegendrucks und eine Dekompressionsbremse, mit welcher zumindest in einer Motorbremsphase zumindest ein Auslassventil offengehalten werden kann, insbesondere auch in einer Nockengrundkreisphase.
- Aus den Offenlegungsschriften
EP 2 143 894 A1 undEP 2 143 896 A1 sind Brennkraftmaschinen mit Motorbremseinrichtungen und Ventilspielausgleichsmechanismen bekannt. Dabei ist jeweils ein hydraulischer Ventilspielausgleichsmechanismus in einer Ventilbrücke angeordnet. Der Ventilspielausgleichsmechanismus weist dabei einen an einen Druckraum grenzenden Kolben auf, wobei der Druckraum über ein Rückschlagventil mit einer einen konstanten Druck aufweisenden Druckleitung strömungsverbunden ist. Vom Druckraum geht eine Entlastungsleitung aus, welche über ein steuerbares Entlastungsventil in einer Ölaustrittsöffnung mündet. In der Ventilbrücke ist ferner eine hydraulische Ventilzusatzsteuereinheit der Motorsteuereinrichtung angeordnet, deren Steuerdruckraum mit dem Druckraum des steuerbaren Entlastungsventils strömungsverbunden ist. Der Steuerdruckraum steht über einen Ölkanal mit einer Steuerdruckleitung in einem Gegenhalter in Strömungsverbindung, wobei ein Gegenhalter über einen Anschlagkolben die Ventilbrücke an einer den Auslassventilen abgewandten Seite kontaktiert. Durch die zahlreichen in der Ventilbrücke angeordneten hydraulischen Kolben und Druckleitungen ist ein hoher Bearbeitungs- und Fertigungsaufwand der Ventilbrücke erforderlich, wobei die Ventilbrücke strukturell geschwächt wird und somit entsprechend massiv ausgelegt werden muss. - Bei den in den genannten Druckschriften beschriebenen Motorbremseinrichtungen handelt es sich jeweils um eine Mischform aus einer Motorstaubremse und einer Dekompressionsbremse, die insbesondere auch als EVB (engl. Abkürzung für "exhaust valve brake") bezeichnet wird. Die hydraulische Ventilzusatzsteuereinheit ist dabei einseitig in eine zwei Auslassventile zugleich betätigende Ventilbrücke des Verbindungsmechanismus eingebaut. Die Speisung der hydraulischen Ventilzusatzsteuereinheit mit Öl erfolgt mittels des ohnehin vorhandenen Ölkreises der jeweiligen Brennkraftmaschine. Bei dieser Art von Motorbremseinrichtungen erfordert die Verwendung von hydraulischen Ventilspielausgleichseinrichtungen zusätzliche Maßnahmen, um ein unkontrolliertes Aufpumpen der Ventilspielausgleichseinrichtung während des Motorbremsbetriebes zu vermeiden, was zu schweren Motorschäden führen könnte. Bei der
EP 2 143 894 A1 und derEP 2 143 896 A1 erfolgt dies dadurch, dass der Druckraum der hydraulischen Ventilspielausgleichseinrichtung über ein steuerbares Entlastungsventil während des Motorbremsbetriebes druckentlastet wird. Die aus dem Stand der Technik bekannte Anordnung mit zahlreichen Ölbohrungen und Hydraulikkolben in der Ventilbrücke hat den Nachteil, dass die Ventilbrücke strukturell geschwächt wird und diese somit größer dimensioniert werden muss. - In den Offenlegungsschriften
DE 10 2012 100 962 A1 undEP 0 736 672 A2 sind Möglichkeiten beschrieben, einen hydraulischen Ventilspielausausgleich mit einem Entlastungsventil zu kombinieren und somit gleichzeitig eine Motorbremseinrichtung und einen wartungsfreien Ventiltrieb nur mit einem hydraulischen Ventilspielausgleich zu verwirklichen. Die Dekompressionsbremse wird somit durch das hydraulische Ventilspielausgleichselement gebildet. Um ein unerwünschtes Offenhalten des Auslassventils durch den hydraulischen Ventilspielausgleich nach Beendigung des Motorbremsbetriebs zu vermeiden, werden neben den üblichen Komponenten eines hydraulischen Ventilspielausgleichs jedoch noch folgende Komponenten für einen Bremsbetrieb benötigt: eine Entlastungsleitung mit steuerbarem Entlastungsventil inklusive Steuerleitung sowie einen Niederhalter mit Einstellschraube. - Die Funktion dieser Ausführungen ist ähnlich der in den Offenlegungsschriften
EP 2 143 894 A1 und derEP 2 143 896 A1 beschriebenen EVB-Motorbremseinrichtung und lässt sich wie folgt beschreiben: Wird die Abgasdrosselklappe geschlossen, steigt der Abgasdruck im Auslasskanal vor der Verdichtung (unterer Totpunkt) so stark an, dass das Auslassventil durch die Druckwelle eines benachbarten Zylinders kurzzeitig aufgedrückt wird. Der ständig mit Motoröldruck beaufschlagte Kolben des hydraulischen Ventilspielausgleichs hindert das Ventil am erneuten Schließen. Es verbleibt ein geringer Hub, wodurch beim Kompressionstakt im Motor bereits ein Teil der verdichteten Luft aus dem Zylinder ausströmen kann. Nach Erreichen des oberen Totpunkts bleibt diese Öffnung erhalten. Der Druck auf den sich dann abwärts bewegenden Kolben wird wesentlich verringert, die Bremsleistung verbessert sich. Durch die Drosselung des Abgases kann sowohl die Aufwärts- als auch die Abwärtsbewegung des Motorkolbens zum Bremsen genutzt werden. Zeitgleich wird im Motorbremsbetrieb das Entlastungsventil geschalten, das eine Entlastungsbohrung zum Hochdruckraum des hydraulischen Ventilspielausgleichs freigibt. Diese Entlastungsbohrung wird aber zunächst noch durch den Niederhalter verschlossen. Bei Beginn des Ausstoßtaktes wird durch die Kipphebelbewegung die Entlastungsbohrung freigegeben, das Öl entweicht und entlastet den Kolben. Somit kann sich der "ausgefahrene" Kolben des hydraulischen Ventilspielausgleichs wieder zurückstellen und das Auslassventil wieder komplett schließen. - Auch bei dieser Lösung sind somit noch die vorgenannten Komponenten in Form der Entlastungsleitung mit steuerbarem Entlastungsventil inklusive Steuerleitung und Niederhalter mit - Einstellschraube zusätzlich zu einem klassischen hydraulischen Ventilspielausgleich für einen Bremsbetrieb notwendig.
- Ferner sind aus der
DE 39 23 371 C1 undWO 2004/081352 A1 Ventilsteuereinrichtungen bekannt, die ein hydraulisches Ventilspielausgleichselement zur Bildung eines Drosselspalts im Motorbremsbetrieb nutzen, zur Beendigung des Motorbremsbetrieb jedoch kein Entlastungsventil mit Niederhalter verwenden. Bei diesen Ventiltrieben erfolgt die Rückstellung des Ventilspielausgleichselements durch ein Abbauen des Öldrucks im Druckraum über einen dafür vorgesehenen Leckagespalt. Dieser ist so dimensioniert, dass er einerseits ein ausreichend langes Öffnen des Ventils während des Motorbremsbetriebs garantiert, andererseits sicherstellt, dass das Auslassventil nach Beendigung des Motorbremsbetriebs vor dem erneuten Befeuerung des Zylinders zuverlässig geschlossen ist. Entsprechend erfordert diese technische Lösung ein sehr exaktes Dimensionieren des Spaltes, wobei Parameter wie Öldruck sowie Ölviskosität und damit Ölsorte und Temperatur berücksichtigt werden müssen. Nachteilig an dieser technischen Lösung ist zudem, dass bei einer Veränderung der eben genannten Parameter während des Betriebs, kein entsprechendes Anpassen der Leckagespaltgröße möglich ist, wodurch die Motorbremsleistung vermindert wird beziehungsweise Schäden an der Abgasleitung aufgrund nicht vollständig geschlossener Auslassventile im befeuerten Betrieb auftreten können.Es ist somit eine Aufgabe der Erfindung, auf verbesserte Weise sowohl eine Motorbremse als auch einen automatischen Ventilspielausgleich bereitzustellen. Der Erfindung liegt insbesondere die Aufgabe einer einfacheren, kostensparenderen und bauraumsparenden Bereitstellung einer Motorbremse als auch eines automatischen Ventilspielausgleichs zugrunde. - Diese Aufgaben werden durch eine Vorrichtung mit den Merkmalen des unabhängigen Anspruchs gelöst. Vorteilhafte Ausführungsformen und Anwendungen der Erfindung sind Gegenstand der abhängigen Ansprüche und werden in der folgenden Beschreibung unter teilweiser Bezugnahme auf die Figuren näher erläutert.
- Gemäß allgemeinen Gesichtspunkten der Erfindung wird eine Vorrichtung, insbesondere eine Brennkraftmaschine, mit zumindest einem über eine Nockenwelle und einer mechanischen Übertragungseinrichtung betätigbaren Auslassventil pro Zylinder bereitgestellt. Hierbei ist zwischen der Nockenwelle und dem Auslassventil ein hydraulisches Ventilspielausgleichselement in der Übertragungseinrichtung angeordnet. Das hydraulische Ventilspielausgleichselement kann einen an einen Druckraum grenzenden Kolben und eine in den Druckraum über ein durch eine Feder belastetes Rückschlagventil mündende Öldruckleitung umfassen.
- Hydraulische Ventilspielausgleichselemente (HVA) in Brennkraftmaschinen sind an sich bekannt und dienen dazu, insbesondere die sich über die Betriebsdauer ändernden Längenabmessungen der Ladungswechselventile so auszugleichen, dass in der Grundkreisphase des das Ventil betätigenden Nockens ein sicheres Ventilschließen gewährleistet ist. Dabei soll andererseits die Nockenerhebung verlustfrei auf das Ventil übertragen und somit in eine Ventilhubbewegung umgewandelt werden. Die Wirkungsweise derartiger hydraulischer Ventilspielausgleichselemente, die im Kraftfluss einer Ventilsteuerung, insbesondere einer Brennkraftmaschine, angeordnet sind, wird im Folgenden als bekannt vorausgesetzt.
- Die Brennkraftmaschine umfasst ferner eine Motorbremseinrichtung, aufweisend eine an sich bekannte Motorstaubremse zum Aufbau eines Abgasgegendrucks. Die Motorstaubremse kann beispielsweise eine im Auspufftrakt angeordnete steuerbare oder regelbare Stauklappe umfassen. Beim Schließen der Klappe erhöht sich der Staudruck auf der gegen die Strömungsrichtung liegenden Seite und schafft so in Wirkung auf den Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs eine Bremswirkung.
- Die Motorbremseinrichtung umfasst ferner eine Dekompressionsbremse, mit welcher zumindest in einer Motorbremsphase zumindest ein Auslassventil offen gehalten werden kann. Die Dekompressionsbremse wird gasgesteuert über den erhöhten Abgasgegendruck bei zumindest teilweise geschlossener Bremsklappe initiiert, bei dem gezielt ein "Ventilspringen" der Auslassventile ausgelöst wird.
- Eine Besonderheit liegt vorliegend darin, dass die Dekompressionsbremse hierbei durch das hydraulische Ventilspielausgleichselement gebildet ist. Mit anderen Worten sind die Motorstaubremse und das hydraulischen Ventilspielausgleichselement so ausgelegt, dass eine Summe der auf das Auslassventil wirkenden Kräfte im Motorbremsbetrieb zu einer Offenstellung des Auslassventils führt. Die auf das Auslassventil wirkenden Kräfte umfassen einerseits eine Ventilfederkraft des Auslassventils, eine brennraumseitig erzeugte Gasdruckkraft, die jeweils in Schließrichtung des Auslassventils wirken, eine in der Übertragungseinrichtung wirkende Reibungskraft und andererseits eine von der Motorstaubremse erzeugte Gasdruckkraft des Abgasdruckes, eine von dem Ventilspielausgleichselement erzeugte Öldrucckraft und eine Federkraft der Rückstellfeder des hydraulischen Ventilspielausgleichselements, die jeweils in eine der Schließrichtung entgegengesetzte Richtung wirken. Im Motorbremsbetrieb wirkt somit eine durch das hydraulische Ventilspielausgleichselement ausgeübte Kraft zusammen mit der durch die Motorstaubremse erzeugten Gaskraft des Abgasdruckes auf das Auslassventil und führt dazu, dass das Auslassventil in die Offenstellung gedrückt und/oder in der Offenstellung gehalten wird. Der hydraulische Ventilspielausgleich übernimmt somit eine Doppelfunktion. Zum einen wird mit ihm in herkömmlicher Weise ein wartungsfreier Ventiltrieb verwirklicht, zum anderen wird er im Motorbremsbetrieb zur Bremsleistungssteigerung verwendet, in der mittels des hydraulischen Ventiltriebs in einer Motorbremsphase zumindest ein Auslassventil offen gehalten werden kann, so dass der hydraulische Ventiltrieb auch die Funktion einer Dekompressionsbremse übernimmt. Dies spart Bauteile und Kosten.
- Ein besondere Vorzug der Erfindung liegt darin, dass der hydraulische Ventilspielausgleich als klassischer bzw. herkömmlicher hydraulischer Ventilspielausgleich ausgebildet sein kann, d. h. in Form eines hydraulischen Ventilspielausgleichs bereitgestellt werden kann, der keine zusätzlichen Mittel aufweist, um eine beschleunigte Druckentlastung des Druckraumes des hydraulischen Ventilspielausgleichs zu ermöglichen, um ein schnelleres Schließen des Auslassventils nach Beendigung des Motorbremsbetriebs zu ermöglichen.
- Um sicherzustellen, dass die Auslassventile nach Beendigung des Motorbremsbetriebs vor dem befeuerten Betrieb wieder vollständig geschlossen sind, und um somit einen sicheren Übergang von einem Motorbremsbetrieb in den befeuerten Betrieb sicherzustellen, umfasst die Brennkraftmaschine eine Steuereinrichtung zur Steuerung der Kraftstoffeinspritzung, die ausgeführt ist, eine Kraftstoffeinspritzung nach einem Ende eines Motorbremsbetriebs erst nach Ablauf einer vorbestimmten Verzögerungszeit wieder zu starten. Hierbei ist die vorbestimmte Verzögerungszeit so festgelegt, dass sie größer ist als eine Schließzeit des Auslassventils nach Beendigung des Motorbremsbetriebs. Der befeuerte Betrieb wird somit nicht unmittelbar nach einem Ende des Motorbremsbetriebs wieder aufgenommen, sondern erst nach Abwarten einer Verzögerungszeit eingeleitet.
- Unter der Schließzeit des Auslassventils wird die Zeitspanne zwischen dem Öffnen der Motorstaubremse, was dem Ende des Motorbremsbetriebs entspricht, und der Geschlossenstellung des durch das hydraulische Ventilspielausgleichselement im Motorbremsbetrieb offengehaltene Auslassventil verstanden. Die Schließzeit kann beispielsweise experimentell auf einem Prüfstand gemessen werden.
- Das hydraulische Ventilspielausgleichselement ist vorzugsweise so ausgeführt, dass eine Dauer der Schließzeit im Wesentlichen einer Dauer entspricht, die ein Leckage bedingter Rückstellvorgang des ausgelenkten Kolbens des hydraulischen Ventilspielausgleichselements dauert, der am Ende des Motorbremsbetriebs durch eine Reduzierung einer auf das Auslassventil wirkenden Gaskraft des Abgasdruckes ausgelöst wird. Dies ist beispielsweise dann der Fall, falls das hydraulische Ventilspielausgleichselement keine zusätzlichen Mittel aufweist, um eine beschleunigte Druckentlastung des Druckraumes des hydraulischen Ventilspielausgleichs zu ermöglichen. Bei einem derartigen Ventilspielausgleichselement sorgen, nach Wegfall der Gaskraft des Abgasdruckes, die Ventilfeder und der Gasdruck aus dem Brennraum dafür, dass das hydraulische Ventilspielausgleichselement wieder in die Ausgangslage zurückgedrückt wird. Beim "Zurückdrücken" wird Öl aus der Hochdruckkammer über den Leckspalt ausgepresst, was einer Ölvolumenreduzierung im Hochdruckraum des hydraulischen Ventilspielausgleichs entspricht.
- Gemäß dieser Ausführungsform ist im Wesentlichen der Rückgang der durch die Motorstaubremse erzeugten Gaskraft und nicht eine Veränderung der von der Ventilspielausgleichselement erzeugten Ölkraft maßgeblich für die Rückkehr des Auslassventils in die Schließstellung nach Beendigung des Motorbremsbetriebs und damit auch für den Wert der Schließzeit. Eine Dauer der Schließzeit kann somit im Wesentlichen von einer bei Öffnen der Motorstaubremse am Ende des Motorbremsbetriebs verursachten Reduzierung einer auf das Auslassventil wirkenden Gaskraft des Abgasdruckes abhängen.
- Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform ist keine von einem Druckraum des Ventilspielausgleichselements ausgehende, über ein steuerbares Entlastungsventil mit einer Drucksenke verbindbare Entlastungsleitung vorgesehen. Eine besonders vorteilhafte Variante dieser Ausführungsform sieht ferner vor, dass kein Gegenhalter vorgesehen ist, der ausgebildet ist, eine Austrittsöffnung der Entlastungsleitung erst zu Beginn eines Auslasstaktes freizugeben. Insbesondere ist kein Gegenhalter vorgesehen, an dem die Übertragungseinrichtung in einer Endstellung an dem vorzugsweise verstellbaren Gegenhalter anliegt. Dadurch können Kosten für diese zusätzlichen Teile und der dafür benötigte Bauraum eingespart werden.
- Gemäß der Erfindung liegt die Verzögerungszeit in einem Bereich von 0,5 bis 3 Sekunden, weiter vorzugsweise in einem Bereich von 1 bis 2 Sekunden liegt. Ferner kann die Verzögerungszeit in der Steuereinrichtung oder in einer von der Steuereinrichtung verwendeten Speichereinrichtung hinterlegt sein.
- In einem bevorzugten Ausführungsbeispiel umfasst die mechanische Übertragungseinrichtung eine Ventilbrücke und einen als Kipphebel oder Schlepphebel ausgebildeten Ventilhebel, der durch die Nockenwelle angetrieben wird und über die Ventilbrücke auf die Auslassventile wirkt.
- Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform können ein Kolben, ein Rückschlagventil und eine Feder des hydraulischen Ventilspielausgleichselements zwischen dem Ventilhebel und der Ventilbrücke angeordnet sein. Je nach Ventiltriebsaufbau sind jedoch auch andere Einbauorte bzw. Bauformen für den hydraulischen Ventilspielausgleich möglich. Beispielsweise kann der hydraulische Ventilspielausgleich zwischen Stößelstange und Kipphebel angeordnet sein, integriert in einen Tassenstößel oder einen Ventilstößel.
- Gemäß einem weiteren Aspekt betrifft die Erfindung ferner ein Kraftfahrzeug, insbesondere ein Nutzfahrzeug, mit einer Brennkraftmaschine, wie in diesem Dokument beschrieben.
- Die zuvor beschriebenen bevorzugten Ausführungsformen und Merkmale der Erfindung sind beliebig miteinander kombinierbar. Weitere Einzelheiten und Vorteile der Erfindung werden im Folgenden unter Bezug auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben. Es zeigen:
- Figur 1
- einen Ventiltrieb mit hydraulischem Ventilspielausgleich gemäß einer Ausführungsform der Erfindung;
- Figur 2
- eine Illustration der im Motorbremsbetrieb wirkenden Kräfte auf die Auslassventile des Ventiltriebs der
Figur 1 ; und - Figur 3
- eine Illustration des Übergangs von Motorbremsbetrieb zum befeuertem Betrieb gemäß einer Ausführungsform der Erfindung.
- Gleiche oder funktional äquivalente Elemente sind in allen Figuren mit denselben Bezugszeichen bezeichnet.
-
Figur 1 zeigt einen Ventiltrieb 11 mit hydraulischem Ventilspielausgleich 6 einer Brennkraftmaschine gemäß einer Ausführungsform der Erfindung. Die Brennkraftmaschine umfasst einen nicht dargestellten 4-Takt-Hubkolbenverbrennungsmotor, der je Zylinder wenigstens ein Einlassventil (nicht dargestellt) und zwei Auslassventile 1 aufweist. - Die Ein- und Auslassventile 1 sind von einer (nicht dargestellten) Nockenwelle her steuerbar. Die Nockenwelle kann in Bezug auf den Kipphebel 3 untenliegend oder obenliegend sein.
Figur 1 entspricht der Version mit obenliegender Nockenwelle (nicht gezeigt) im Bereich der Steuerung der beiden Auslassventile 1 eines Zylinders. Der Kipphebel 3 ist am Zylinderkopf 7 an einem Lagerbock 9 auf einer Lagerachse mit Gleitlager drehbar gelagert. Der Kipphebel 3 wiederum wirkt auf eine Ventilbrücke 4 ein. Diese Ventilbrücke 4 dient zur Steuerung der beiden achsparallel zueinander angeordneten Auslassventile 1 eines Zylinders (nicht dargestellt) der Brennkraftmaschine (nicht dargestellt). Jedes der Auslassventile 1 ist mit seinem Schaft 1a im Zylinderkopf 7 (stark schematisiert dargestellt) axial beweglich gelagert und durch eine Schließfeder (Rückstellfeder) 5, die sich einenendes an einer Zylinderkopffläche 7a und andernendes an einem am Auslassventilschaft 1a befestigten Federteller 1b abstützt, mit einer bestimmten Vorspannkraft F3 (siehe auchFigur 2 ) in Schließrichtung C beaufschlagt. Jede der beiden Schließfedern 5 kann dabei entweder durch nur eine Spiralfeder oder zwei zueinander koaxiale Spiralfedern realisiert sein. - Zwischen dem Kipphebel 3 und der Ventilbrücke 4 ist ein hydraulisches Ventilspielausgleichselement 6 angeordnet, so dass der Kipphebel über das hydraulische Ventilspielausgleichselement 6 und eine kugelgelenkig angelenkte Stützkalotte 8 auf die Ventilbrücke 4 und damit auf die Auslassventile 1 einwirkt.
- Das in an sich bekannter Weise ausgeführte hydraulische Ventilspielausgleichselement 6 weist einen an einen Druckraum grenzenden Kolben und eine in den Druckraum über ein durch eine Feder belastetes Rückschlagventil mündende Öldruckleitung auf (jeweils nicht dargestellt). Der Kolben, das Rückschlagventil und die Feder des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 sind zwischen dem Ventilhebel 3 und der Ventilbrücke 4 angeordnet.
- Das hydraulisches Ventilspielausgleichselement 6 dient dazu, insbesondere den Verschleiß (Ventil arbeitet sich in den Ventilsitz ein) über die Motorlebensdauer zu kompensieren, so dass in der Grundkreisphase des das Auslassventil 1 betätigenden Nockens ein sicheres Ventilschließen gewährleistet ist.
- Die Auslasskanäle 2 der Zylinder münden in einen Abgastrakt der Brennkraftmaschine, in den möglichst motornah in an sich bekannter Weise eine Motorstaubremse zum Aufbau eines Abgasgegendrucks eingebaut ist. Diese kann durch eine Drosselklappe oder ein Tellerventil oder einen Schieber gebildet sein. In den meisten Fällen wird eine Drosselklappe verwendet. Die Motorstaubremse bildet einschließlich ihrer Steuer- und/oder Regelorgane einen Teil der Motorbremseinrichtung und dient während Motorbremsvorgängen zur zumindest partiellen Absperrung des Abgastraktes und zu einer hierdurch stromauf hervorgerufenen Aufstauung des Abgases. Weiterer Teil der Motorbremseinrichtung ist eine Dekompressionsbremse zur Motorbremsleistungssteigerung, die vorliegend durch das hydraulische Ventilspielausgleichselement 6 gebildet wird.
- Die Funktion des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 zur Motorbremsleistungssteigerung lässt sich wie folgt beschreiben:
Wird die Abgasdrosselklappe für einen Motorbremsbetrieb geschlossen, baut sich eine auf das Auslassventil 1 wirkende Gaskraft F5 des Abgasdruckes auf. Hierbei steigt der Abgasdruck im Auslasskanal vor der Verdichtung, insbesondere im Ansaugtakt vor dem unterem Totpunkt und im unteren Totpunkt, so stark an, dass das Auslassventil 1 durch die Druckwelle eines benachbarten Zylinders kurzzeitig aufgedrückt wird, wodurch in der Nockengrundkreisphase ein Spalt zwischen Auslassventil 1 und dem Ventilsitzring gebildet wird bzw. eine Öffnung zum Auslasskanal 2 entsteht (sogenanntes Ventilspringen oder Ventilflattern). Unterstützt wird das Aufdrücken des Ventils noch durch eine erste Kraftkomponente F1, die von dem hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 infolge des Öldruckes ausgeht, und durch eine zweite Kraftkomponente F2, die von dem hydraulischen Ventilspielausgleichselement 6 infolge der Rückstellfeder ausgeht. - Das Aufdrücken des Auslassventils 1 durch die zwei beschriebenen Effekte führt zu einer Entlastung des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 und aufgrund des konstanten anliegenden Öldrucks und der Federkraft der Rückstellfeder des hydraulischen Ventilspielausgleichelementes folglich zum Nachstellen des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6. Der Kolben des hydraulischen Ventilspielausgleichelementes fährt somit aus. Das erneute Schließen des Ventils wird dadurch verhindert.
- Es verbleibt ein kleiner Spalt der Größe V1 zwischen Auslassventil 1 und Ventilsitzring, nachfolgend kurz als Spalt bezeichnet, wodurch beim Kompressionstakt im Motor bereits ein Teil der verdichteten Luft aus dem Zylinder ausströmen kann. Der Druck auf den sich anschließend wieder abwärts bewegenden Kolben (Arbeitstakt) wird wesentlich verringert. Hierdurch verbessert sich die Motorbremsleistung. Durch die Drosselung des Abgases kann sowohl die Aufwärts- als auch die Abwärtsbewegung des Motorkolbens zum Bremsen genutzt werden.
- Der Spalt, der sich im Motorbremsbetrieb zwischen Auslassventil 1 und seinem Ventilsitzring einstellt, ist abhängig von den folgenden Einflussgrößen:
- (a) dem Abgasdruck, der die auf das Auslassventil 1 wirkenden Gaskraft F5 erzeugt.
- (b) dem Gasdruck von der Brennraumseite, der die Gaskraft F6 erzeugt, die in Schließrichtung C wirkt,
- (c) dem Öldruck, der am hydraulischen Ventilspielausgleich anliegt, der die Öldrucckraft F1 erzeugt;
- (d) der Federkraft F2 der Rückstellfeder des hydraulischen Ventilspielausgleichs;
- (e) der Ventilfederkraft F3 der Schließfedern 5;
- (f) der Reibung im Ventiltrieb, die eine Reibungskraft F4 erzeugt.
- Die auf das Auslassventil 1 wirkenden Kräfte F1 bis F6 sind in den
Figuren 2 und3 dargestellt. Die von der Motorstaubremse erzeugte Kraft F5 und die von dem Ventilspielausgleichselement erzeugten Kräfte F1 und F2 wirken beide in die gleiche Richtung O, d. h. in eine Richtung hin zur Offenstellung des Auslassventils 1. Die Federkraft F3 der Schließfeder 5 (Rückstellfeder) des Auslassventils und die Gaskraft F6, die durch den Brennraumdruck im Zylinder erzeugt wird, wirken dagegen in Schließrichtung C des Auslassventils. - Durch Anpassen dieser Einflussgrößen bzw. Kräfte lassen sich die maximale Spaltgröße und die Motordrehzahl, ab der es zum Auftreten jeweils eines Spaltes zwischen den Auslassventilen 1 und den zugeordneten Ventilsitzringen kommt, beeinflussen. Die beiden Auslassventile 1 springen somit beide und werden durch das hydraulische Ventilspielausgleichselement 6, das über die Ventilbrücke 4 mit beiden Auslassventilen 1 in Verbindung steht, offen gehalten.
- Eine Vergrößerung des Spaltes zwischen Auslassventil 1 und Ventilsitzring bzw. eine Verschiebung des Auftretens des Spaltes hin zu niedrigeren Motordrehzahlen lässt sich durch zumindest eine der folgenden Maßnahmen erzielen: Abgasdruck erhöhen, Gasdruck von Brennraumseite verringern, Öldruck, der am hydraulischen Ventilspielausgleich anliegt, erhöhen; Federkraft der Rückstellfeder des hydraulischen Ventilspielausgleichs erhöhen; Ventilfederkraft verringern oder Reibung im Ventiltrieb verringern.
- Eine Verringerung des Spaltes bzw. eine Verschiebung des Auftretens des Spaltes hin zu größeren Motordrehzahlen lässt sich in analoger Weise durch zumindest eine der folgenden Maßnahmen erzielen: Abgasdruck verringern, Gasdruck von Brennraumseite erhöhen, Öldruck, der am hydraulischen Ventilspielausgleich anliegt, verringern; Federkraft der Rückstellfeder des hydraulischen Ventilspielausgleichs verringern; Ventilfederkraft erhöhen oder Reibung im Ventiltrieb erhöhen.
- Auf diese Weise kann die im Motorbremsbetrieb über das Ventilspielausgleichselement 6 eingestellte Spaltgröße und damit die gewünschte Erhöhung der Motorbremsleistung eingestellt werden. Der Spalt nähert sich bei einer bestimmten Motordrehzahl immer einem Maximalwert an. Der Maximalwert des Spaltes stellt sich bei einem Kräftegleichgewicht der oben aufgeführten Einflussgrößen ein. Mit steigender Motordrehzahl erhöht sich dieser Maximalwert.
- Anhand von
Figur 3 wird die Funktionsweise der Motorbremseinrichtung erläutert und insbesondere ein Übergang von einem Motorbremsbetrieb zum anschließenden befeuerten Betrieb erläutert. - Die in
Figur 3 mit "I.", "II." und "III." bezeichneten Zustände des Ventiltriebs 11 zeigen jeweils den Zustand des Ventiltriebs, insbesondere die Auslassventilstellung in der Nockengrundkreisphase, d. h., der Ventilhebel 3 ist nicht ausgelenkt. Unter der "Nockengrundkreisphase" soll dabei insbesondere ein Winkelbereich der Nockeneinheit verstanden werden, in dem Nockenkonturen sämtlicher Teilnocken der Nockeneinheit ein gemeinsames Grundkreisniveau einnehmen. - Der Zustand I. entspricht dabei dem Zustand des Ventiltriebs 11 während einer Motorbremsphase (Zeitraum vor t1). Der Zustand II. entspricht dabei dem Zustand des Ventiltriebs 11 während einer Übergangsphase t1 bis t2, während der ein Schleppbetrieb nach Beendigung des Motorbremsbetriebs erfolgt, d. h. keine Einspritzung erfolgt. Der Zustand III. entspricht dabei dem Zustand des Ventiltriebs 11 während eines befeuerten Betriebs, der nach einer Verzögerungsphase der Dauer Δt im Zeitpunkt t2 beginnt.
- Eine besondere Herausforderung ist der Übergang vom Motorbremsbetrieb in den befeuerten Motorbetrieb. Es sollte sichergestellt sein, dass die Auslassventile 1 vor dem befeuerten Motorbetrieb wieder vollständig geschlossen sind, um einen erhöhten Ventil-/Sitzringverschleiß bzw. eine Überlastung des Ventiltriebes durch Offenstehen der Auslassventile 1 im befeuerten Betrieb zu verhindern.
- Im Bremsbetrieb stellt sich nach einer gewissen Zeit ein Maximalwert V1 für den Spalt zwischen Auslassventil 1 und dem Ventilsitzring ein, wobei der Maximalwert von der Motordrehzahl abhängig ist. In diesem Zustand ist der Kolben des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 im ausgefahren Zustand P1, gekennzeichnet durch die durchgezogene Linie P1. Die Ausgangsstellung ist mit der gepunkteten Linie P3 dargestellt.
- In diesem Zustand befinden sich die Kräfte Öldruckkraft F1, Rückstellfederkraft F2 des hydraulischen Ventilspielausgleichs, Gaskraft F5 des Abgasdruckes, Ventilfederkraft F3, Reibungskraft F4 und die vom Zylinderraumdruck erzeugte Gaskraft F6 im Gleichgewicht.
- Dies entspricht dem Zustand I. der
Figur 3 (Zeitraum vor t1). Direkt nach Beenden des Motorbremsbetriebes im Zeitpunkt t1, an dem die Abgasklappe der Motorstaubremse geöffnet wird, steht das Auslassventil 1 aufgrund des ausgelenkten Kolbens des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 zunächst noch offen. - Durch das Öffnen der Abgasklappe im Zeitpunkt t1 wird die Gaskraft F5 des Abgasdruckes jedoch schlagartig stark reduziert und somit das beschriebene Kräftegleichgewicht gestört. Die Gaskraft F6 aus dem Zylinderraum und maßgeblich die Ventilfederkraft F3 führen nun dazu, dass sich der Kolben des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 wieder in Richtung der Ausgangsposition zurückstellt und die Auslassventile 1 wieder komplett schließen können.
- Diese Schließzeit des Auslassventils 1 nach Beendigung des Motorbremsbetriebs kann vorab experimentell auf einem Prüfstand gemessen werden.
- Eine Möglichkeit, um das vollständige Schließen der Auslassventile 1 vor dem befeuerten Motorbetrieb sicherzustellen, ist eine verzögerte, erneute Kraftstoffeinspritzung mit Hilfe entsprechender Vorgaben des Motorsteuergerätes.
- Hierzu ist das Motorsteuergerät 10, welches die Kraftstoffeinspritzung steuert, ausgeführt, eine Kraftstoffeinspritzung nach einem Ende eines Motorbremsbetriebs (Zeitpunkt t1) erst nach Ablauf einer vorbestimmten Verzögerungszeit Δt wieder zu starten, wobei die vorbestimmte Verzögerungszeit Δt so festgelegt ist, dass sie um einen Abstandswert größer ist als eine zuvor bestimmte Schließzeit des Auslassventils 1 nach Beendigung des Motorbremsbetriebs. In der Zeitspanne t1 bis t2, was in
Figur 3 dem Zustand II. des Ventiltriebes entspricht, weist der Spalt zwischen Auslassventil 1 und Ventilsitzring somit eine zunehmend geringere Größe V2 auf und geht schließlich auf den Wert V3 = null zurück. Entsprechend fährt der Kolben des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 wieder ein. Das Auslassventil ist vor Erreichen des Zeitpunkts t2 wieder geschlossen. In der Zeit zwischen t1 (Ende Motorbremsbetrieb) und t2=t1+Δt findet somit ein Schleppbetrieb und somit keine Einspritzung statt. Damit wird sichergestellt, dass der Kolben des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 genügend Zeit zum Einfahren bzw. das Auslassventil 1 genügend Zeit zum Schließen hat. Im Zustand II. derFigur 3 ist eine Zwischenposition P2 des Kolbens des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 gezeigt, in der dieser fast wieder zurück in die Ausgangsstellung P3 eingefahren ist. - Im Zeitpunkt t2 befindet sich der Kolben des hydraulischen Ventilspielausgleichselements 6 wieder in der Ausgangsstellung P3. Die Spaltgröße V3 ist null, d. h., das Auslassventil 6 ist wieder geschlossen. Im Zeitpunkt t2 startet dann das Motorsteuergerät 10 wieder den befeuerten Betrieb.
- Gemäß dieser Ausführungsform kann somit vermieden werden, ein hydraulisches Ventilspielausgleichselement mit einer Entlastungsleitung mit steuerbarem Entlastungsventil inklusive Steuerleitung sowie einen Niederhalter mit Einstellschraube zu kombinieren. Stattdessen wird der Übergang vom Motorbremsbetrieb zum befeuerten Betrieb so gesteuert, dass der befeuerte Betrieb nach Beendigung des Motorbremsbetriebs erst nach einer Verzögerungszeit einsetzt, die so gewählt ist, dass dem Auslassventil genügend Zeit bleibt, sich in die Schließstellung zu bewegen.
-
- 1
- Auslassventil
- 1a
- Schaft
- 1b
- Federteller
- 2
- Auslasskanal
- 3
- Kipphebel
- 4
- Ventilbrücke
- 5
- Schließfeder
- 6
- Ventilspielausgleichselement
- 7
- Zylinderkopf
- 7a
- Zylinderkopffläche
- 8
- Stützkalotte
- 9
- Lagerbock
- 10
- Steuereinrichtung, z. B. Motorsteuergerät
- 11
- Ventiltrieb
- t1
- Ende Motorbremsbetrieb
- t2
- Beginn befeuerter Betrieb
- Δt
- Verzögerungszeit
- F1
- Öldruckkraft des hydraulischen Ventilspielausgleichselements
- F2
- Federkraft des hydraulischen Ventilspielausgleichselements
- F3
- Federkraft der Schließfeder
- F4
- Reibungskraft
- F5
- Gaskraft durch Motorstaubremse
- F6
- Gaskraft durch Brennraumdruck im Zylinder
- V1, V2, V3
- Spaltgröße zwischen Auslassventil und Ventilsitzring
Claims (10)
- Brennkraftmaschine mit zumindest einem über eine Nockenwelle und eine Übertragungseinrichtung (3, 4) betätigbaren Auslassventil (1) pro Zylinder, wobei zwischen der Nockenwelle und dem Auslassventil (1) ein hydraulisches Ventilspielausgleichselement (6) in der Übertragungseinrichtung (3, 4) angeordnet ist, sowie mit einer Motorbremseinrichtung, aufweisend eine Motorstaubremse zum Aufbau eines Abgasgegendrucks und eine Dekompressionsbremse, mit welcher zumindest in einer Motorbremsphase zumindest ein Auslassventil (1) offen gehalten werden kann, wobei die Dekompressionsbremse durch das hydraulische Ventilspielausgleichselement (6) gebildet wird, und einer Steuereinrichtung (10) zur Steuerung der Kraftstoffeinspritzung,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Steuereinrichtung (10) ausgeführt ist, eine Kraftstoffeinspritzung nach einem Ende eines Motorbremsbetriebs erst nach Ablauf einer vorbestimmten Verzögerungszeit (Δt) wieder zu starten, wobei die vorbestimmte Verzögerungszeit (Δt) so festgelegt ist, dass sie größer ist als eine Schließzeit des Auslassventils (1) nach Beendigung des Motorbremsbetriebs; und
dass die Verzögerungszeit (Δt) in einem Bereich von 0,5 bis 3 Sekunden liegt. - Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das hydraulische Ventilspielausgleichselement (6) einen an einen Druckraum grenzenden Kolben und eine in den Druckraum über ein durch eine Feder belastetes Rückschlagventil mündende Öldruckleitung umfasst.
- Brennkraftmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass keine von dem Druckraum des Ventilspielausgleichselements (6) ausgehende, über ein steuerbares Entlastungsventil mit einer Drucksenke verbindbare Entlastungsleitung vorgesehen ist.
- Brennkraftmaschine nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass kein Gegenhalter, der ausgebildet ist, eine Austrittsöffnung der Entlastungsleitung erst zu Beginn eines Auslasstaktes freizugeben, vorgesehen ist.
- Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das hydraulische Ventilspielausgleichselement (6) so ausgeführt ist, dass eine Dauer der Schließzeit im Wesentlichen einer Dauer entspricht, die ein leckagebedingter Rückstellvorgang des ausgelenkten Kolbens des hydraulischen Ventilspielausgleichselements (6) dauert, der am Ende des Motorbremsbetriebs durch eine Reduzierung einer auf das Auslassventil (1) wirkenden Gaskraft (F5) des Abgasdruckes ausgelöst wird.
- Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verzögerungszeit (Δt) in einem Bereich von 1 bis 2 Sekunden liegt.
- Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verzögerungszeit (Δt) in der Steuereinrichtung (10) oder in einer von der Steuereinrichtung verwendeten Speichereinrichtung hinterlegt ist.
- Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Übertragungseinrichtung umfasst:(a) eine Ventilbrücke (4); und(b) einen als Kipphebel (3) oder Schlepphebel ausgebildeten Ventilhebel, der durch die Nockenwelle angetrieben wird und über die Ventilbrücke (4) auf die Auslassventile wirkt.
- Brennkraftmaschine nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben, das Rückschlagventil und die Feder des hydraulischen Ventilspielausgleichselements (6) zwischen dem Ventilhebel und der Ventilbrücke (4) angeordnet sind.
- Kraftfahrzeug, insbesondere Nutzfahrzeug, mit einer Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
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---|---|---|---|---|
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CN113266444A (zh) * | 2021-04-29 | 2021-08-17 | 广西玉柴机器股份有限公司 | 一种发动机缸内制动的控制方法及系统 |
Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US20020035978A1 (en) * | 1998-04-03 | 2002-03-28 | Usko James N. | Hydraulic lash adjuster with compression release brake |
Family Cites Families (16)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE3923371C1 (en) * | 1989-07-14 | 1990-06-13 | Daimler-Benz Aktiengesellschaft, 7000 Stuttgart, De | IC engine valve control system - can adjust exhaust valve lift to give throttle effect during engine braking |
SE470363B (sv) | 1992-06-17 | 1994-01-31 | Volvo Ab | Förfarande och anordning för motorbromsning med en flercylindrig förbränningsmotor |
EP0736672B1 (de) * | 1995-04-04 | 1998-04-08 | Steyr Nutzfahrzeuge Ag | Verfahren zur Motorbremsung mit einem 4-Takt-Verbrennungsmotor |
KR19980036341A (ko) * | 1996-11-18 | 1998-08-05 | 김영귀 | 디젤 엔진의 밸브 개폐기구 |
JP2000282923A (ja) * | 1999-03-31 | 2000-10-10 | Nissan Diesel Motor Co Ltd | 内燃機関の燃料噴射量制御装置 |
JP4206733B2 (ja) | 2002-11-21 | 2009-01-14 | トヨタ自動車株式会社 | 可変動弁機構を有する内燃機関 |
WO2004081352A1 (en) * | 2003-03-06 | 2004-09-23 | Jenara Enterprises Ltd. | Modal variable valve actuation system for internal combustion engine and method for operating the same |
CN101835967B (zh) * | 2007-10-22 | 2013-10-09 | 沃尔沃拉斯特瓦格纳公司 | 发动机制动器检测 |
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AT511041B1 (de) | 2011-02-10 | 2012-12-15 | Avl List Gmbh | Brennkraftmaschine |
US9376941B2 (en) * | 2011-02-15 | 2016-06-28 | Shanghai Universoon Autoparts Co., Ltd. | Method and apparatus for resetting valve lift for use in engine brake |
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GB2503705A (en) * | 2012-07-05 | 2014-01-08 | Eaton Srl | Hydraulic Lash Adjuster and Lost Motion System |
CN103912336B (zh) * | 2013-01-09 | 2017-05-24 | 上海尤顺汽车部件有限公司 | 开单气门的发动机辅助气门致动器 |
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-
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-
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Patent Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US20020035978A1 (en) * | 1998-04-03 | 2002-03-28 | Usko James N. | Hydraulic lash adjuster with compression release brake |
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