EP3656990A1

EP3656990A1 - Hydraulischer antrieb zum beschleunigen und abbremsen dynamisch zu bewegender bauteile

Info

Publication number: EP3656990A1
Application number: EP18207848.5A
Authority: EP
Inventors: Erfindernennung liegt noch nicht vor Die
Original assignee: Wolfgang Schneider Ingenieurbuero; Eidgenoessische Materialprufungs und Forschungsanstalt EMPA
Current assignee: Wolfgang Schneider Ingenieurbuero; Eidgenoessische Materialprufungs und Forschungsanstalt EMPA
Priority date: 2018-11-22
Filing date: 2018-11-22
Publication date: 2020-05-27

Abstract

Um bei einem hydraulischen Antrieb zum Beschleunigen und Abbremsen insbesondere eines Gaswechselventils (20) von Verbrennungsmotoren oder anderen Kolbenmaschinen zuverlässiger auszugestalten, insbesondere wenn der sich einstellende maximale Hub der bewegten Masse von einer erwarteten Sollposition erheblich abweichen kann, wird vorgeschlagen, dass der Antriebskolben (23) wenigstens eine mit einer Zuflussöffnung (33) korrespondierende Steuerkante (31) aufweist, welche beim Erreichen eines bestimmten Hubes habden Zufluss von Antriebsdruck p1in die Antriebskammer (27) unterbindet oder/und den verlustarmen Abfluss von Druckmedium aus der Bremskammer (29) zum Basisdruckniveau (40) unterbindet, wobei beim Erreichen des genannten Hubes habdie verbleibende hydraulische Antriebskraft verschwindet, gering wird oder das Vorzeichen ändert.

Description

Technisches Gebiet

Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Antrieb zum Beschleunigen und Abbremsen von dynamisch zu bewegenden Bauteilen, insbesondere von Ventilen in Gaswechselsteuerungen von Verbrennungsmotoren und anderen Kolbenmaschinen, gemäss dem Oberbegriff von Anspruch 1, sowie erfinderische Verfahren zum Betreiben eines solchen hydraulischen Antriebs.

Stand der Technik

Variable Ventilsteuerungen an Verbrennungsmotoren sind als geeignete Mittel bekannt, sowohl den Drehmomentverlauf über der Drehzahl zu verbessern, als auch den Gesamtwirkungsgrad des Motors zu verbessern sowie die Schadstoffemissionen zu senken. Die Vielzahl von Optimierungsmöglichkeiten ist in der Literatur beschrieben. Heute ist eine grosse Vielzahl mechanischer, elektromechanischer, pneumatischer und hydraulischer Baumöglichkeiten für teil- oder vollvariable Ventilsteuerungen bekannt, die sich aber aufgrund ihres hohen Eigenenergiebedarfs oder aufgrund hohen technischen Aufwands und der damit verbundenen Herstellkosten zumeist nur punktuell durchsetzen konnten. Des Weiteren besteht bei vielen solchen Systemen keine volle Variabilität; z.B. können Öffnungszeitpunkt und Öffnungsdauer oder Öffnungsdauer und Öffnungshub fest miteinander verkoppelt sein, was die Möglichkeiten zur Optimierung des Verbrennungsmotors oder einer anderen Kolbenmaschine erheblich einschränken kann. Insbesondere hydraulische Systeme können aufgrund ihrer hohen Energiedichte raumsparend gebaut werden (SAE-1996-0581), sind nicht an ein Nockenprofil gebunden und sind daher für variable Ventilsteuerungen an Verbrennungsmotoren besonders geeignet, wenn es gelingt, sowohl einen geringen Eigenenergiebedarf zu erreichen als auch einen niedrigen Systemaufwand und eine hohe Zuverlässigkeit zu erzielen.
An einem Verbrennungsmotor können heute - je nach Aufgabenstellung - folgende Steuerungsaufgaben an eine vollvariable Ventilsteuerung gestellt sein: Freies, nämlich unabhängiges Einstellen von Öffnungs- und Schliesszeitpunkten, d.h. der sogenannten Steuerzeiten, von Einlass- und Auslassventilen, bei Bedarf auch zylinderselektiv. Beispielsweise kann über die Öffnungsdauer der Einlassventile die Luft- oder Gemischmenge gesteuert werden, schnelles Öffnen und Schliessen der Ventile auch bei niedrigen Motordrehzahlen, also geringe Drosselverluste beim Gaswechsel, eine von der Öffnungsdauer unbeeinflusste Steuerung bzw. Variationsmöglichkeit des Öffnungshubes, beim Einlassventil zum Beispiel zur gewollten Turbulenzerzeugung in der Frischgasmenge, beim Auslassventil zum Beispiel zur Erhöhung der Motorbremswirkung sowie bei beiden zum Beispiel zur Minimierung des Eigenenergie- bzw. Gesamtenergiebedarfs, unabhängiges und sicheres Schliessen zwecks Vermeidung von Verlusten und Vermeidung von Schäden durch ungeplantes Durchströmen heisser Gase, aber auch zur Vermeidung von Kollisionen der Gaswechselventile untereinander oder mit dem Kolben, sichere Maximalhubbegrenzung zwecks Vermeidung von Kollisionen der Gaswechselventile untereinander oder mit dem Kolben, elektronische Ansteuerbarkeit mit hoher Robustheit und geringem Aufwand an Sensorik und Aktorik, sanftes Aufsetzen der Ventile beim Schliessvorgang, Abschalten einzelner Ventile oder Ventilgruppen, beispielsweise zwecks Drallerzeugung oder Zylinderabschaltung.
Hydraulische Ventilantriebe, insbesondere für Gaswechselventile im Arbeitsraum eines Verbrennungsmotors, sind an sich seit langer Zeit z.B. aus der Deutschen Offenlegungsschrift DE 1'940'177 A bekannt. Sie wurden als Ersatz zum nockenwellengesteuerten Öffnens eines Gaswechselventils verwendet, während das Schliessen des Ventils weiterhin durch einen Federmechanismus vorgesehen war. Die Rückstellung der Gaswechselventile mittels Federmitteln, meistens in Form von Schraubendruckfedern, ist auch heute noch die bei weitem meistangewendete Schliessmethode, da sie sicheres Schliessen gewährleistet. Das Ziel dieser Systeme war die Optimierung der Steuerzeiten des Gaswechselventils und ein steileres/schnelleres Öffnen und Schliessen der Ventile, wobei eine Optimierung des Eigenenergiebedarfs zumeist noch nicht explizit vorgesehen war. Eine Hubverstellung war in DE 1'940'177 A nicht vorgesehen, jedoch wurde daran gedacht, hartes Anschlagen an der mechanischen Hubbegrenzung sowie im Aufsetzpunkt beim Ventilsitz des Gaswechselventils durch Verdrängen des Mediums durch einen Drosselquerschnitt abzudämpfen.
In der WO 93/01399 A1 wird aufgezeigt, dass auch an Systemen mit einfacher, einseitig wirkender Federrückstellung wie in der DE 1 '940'177 A, eine Minimierung des Eigenenergiebedarfs möglich ist. Dabei wird die kinetische Bewegungsenergie, die aus dem hydraulischen Antrieb resultiert, in Kompressionsarbeit des einseitigen, rückstellenden Federspeichers zwischengespeichert, bevor sie für die Schliessbewegung wieder genutzt wird. Man kann dieses Prinzip daher auch als «asymmetrisches Pendelsystem» bezeichnen. Nachteilig beim Vorschlag der WO 93/01399 A1 ist beispielsweise, dass jeweils eine der Stellbewegungen des steuernden Hydraulikventils mitten in der Bewegungsphase erfolgt, nämlich während sich der Antriebskolben des Gaswechselventils mit hoher Geschwindigkeit bewegt und ein hoher Volumenstrom durch das Hydraulikventil strömt. Damit in dieser Situation keine hohen Drosselverluste entstehen, muss das steuernde Ventil sehr schnell sein. Ebenso muss es beispielsweise im Öffnungsendpunkt der Gaswechselventilbewegung präzise und zuverlässig schalten, damit die Bewegungsenergie in vollem Masse eingefangen und in der Feder behalten werden kann. Diese Anforderungen bedingen also sehr aufwendige, hochschnelle Steuerventile und eine aufwendige Steuerelektronik. Ein weiteres solches asymmetrisches Pendelsystem ist in SAE 2007-24-008 beschrieben. Über die Höhe des hydraulischen Betriebsdrucks kann der Öffnungshub unabhängig von der Ansteuerdauer verstellt werden. Im Gegensatz zu WO93/01399 A1 verzichtet das System auf hochschnelle Schaltvorgänge des hydraulischen Steuerventils mitten in der Bewegungsphase. Die Stellbewegung des Steuerventils insgesamt muss jedoch ebenfalls präzise mit der Bewegung des Gaswechselventils koordiniert sein. Der Strömungspfad für das Öffnen muss punktgenau schliessen, wenn das Gaswechselventil seine kinetische Energie an die Rückstellfeder abgegeben hat. Schliesst der Steuerventilquerschnitt zu früh, wird die Bewegung des Gaswechselventils verlustbehaftet abgebremst, schliesst es zu spät, wird das Gaswechselventil bereits wieder durch die Feder zurückgedrückt, wird nicht in der gewünschten Position gehalten, und wird dann in der Rückbewegung wiederum unter Verlusten abgebremst. Für diese hochpräzise, zeitgenaue Bewegungssteuerung des hydraulischen Steuerventils wird einem Hauptschieber ein genau definierter Volumenstrom eines Pilotventils beaufschlagt. Beispielsweise wird das Pilotventil von einem gesonderten Konstantdrucksystem gespiesen, um den definierten Volumenstrom zur Steuerung des Hauptventils bereitzustellen. Abweichungen des Pilotvolumenstroms durch Verschleiss oder Verstopfen der Pilotventilöffnungen haben jedoch Auswirkung auf die Geschwindigkeit des Hauptventils und damit auf die Qualität der zeitlichen Koordination mit der Antriebskolben- bzw. der Gasventilbewegung.
In der nicht vorveröffentlichten Europäischen Patentanmeldung EP 17172231.7 ist ein hydraulisches System zum Beschleunigen und Abbremsen von dynamisch zu bewegenden Bauteilen offenbart, insbesondere von Ventilen in Gaswechselsteuerungen von Verbrennungsmotoren und anderen zumindest ein anzutreibendes Bauteil, insbesondere ein Gaswechselventil oder mehrere, über eine Ventilbrücke gemeinsam betätigbare Gaswechselventile eines Verbrennungsmotors oder einer anderen Kolbenmaschine, einen Arbeitszylinder mit einer Druckwirkfläche eines Antriebskolbens, zumindest ein erstes Druckreservoir, zum Bereitstellen eines ersten Druckes p₁ eines hydraulischen Druckmediums, zumindest einen, vorzugsweise als Feder ausgebildeten, am Bauteil bzw. am Gaswechselventil angreifenden, rückstellenden Energiespeicher mit einer Vorspannkraft F_FV, zumindest ein hydraulisches Basisdruckreservoir, welches einen niedrigeren Druck p₀ als das erste Druckreservoir aufweist, wobei in einer ersten Verbindungsleitung zwischen dem ersten hydraulischen Druckreservoir und dem Arbeitszylinder eine steuerbare Öffnung eines ersten Ventils mit zumindest einem im Strömungspfad davor, im oder dahinter in Reihe geschalteten, vorzugsweise federbelasteten Rückschlagventil angeordnet ist, welches dem Druckmedium ein Strömen in Richtung Arbeitszylinder erlaubt, aber ein Rückströmen in Richtung Druckreservoir verhindert umfasst. Ähnliche Systeme sind auch aus der DE 100 24 268 A1 , der WO 2006/138368 A2 , der DE 10 2004 022 447 A1 , der WO 2014/179906 A1 , der JP S58 150296 A , der JP 2009 150 296 A und der WO 2007/138057 A1 bekannt.
Allen diesen, vorstehend genannten Systemen haftet aber der Nachteil an, dass der sich einstellende maximale Hub der bewegten Masse von einer erwarteten Sollposition erheblich abweichen kann. Dies trifft insbesondere dann zu, wenn andere Kräfte als die Federkraft und der planmässige Antriebsdruck auf die Masse einwirken. Bei derartigen, "anderen" Kräften kann es sich beispielsweise um Reibungskräfte handeln oder - und dies trifft insbesondere auf Gaswechselventile zu - um Druck- und Strömungskräfte, welche an den Tellerflächen der Gaswechselventile angreifen können.
Letztlich kann aber auch der Antriebsdruck in Folge einer Störung vom Planwert abweichen. Ein typisches Beispiel für diesen Sachverhalt liegt bei Auslassventilen von Verbrennungsmotoren vor. Zum Zeitpunkt des Öffnens gegen Ende der Expansionsphase, nach erfolgter Verbrennung, herrscht in der Regel noch ein beträchtlicher Zylinderdruck, der bei üblicher Tellerventilbauart gegen die Öffnungsrichtung des Ventils wirkt. Um ein Auslassventil gegen diesen Zylinderdruck überhaupt öffnen zu können, ist ein erhöhter Antriebsdruck oder eine grössere Druckwirkfläche des Antriebskolbens erforderlich. Oft ist dann aber der im Zylinder herrschende Druck bereits nach kurzer Öffnungswegstrecke abgebaut, während nach wie vor eine hohe Antriebskraft anliegt. In der Folge überschiesst das Ventil auf einen unerwünscht grossen Hub und in vielen Fällen so weit, dass es auf einem mechanischen Anschlag aufschlägt oder die Feder auf Block gedrückt wird, was Geräusch und Schäden verursachen kann. Der Effekt wird noch verstärkt, wenn die Ventilöffnungskraft auf einen hohen Zylinderdruck zum Zeitpunkt des Öffnens abgestimmt wurde, dieser aber beispielsweise in Folge eines Verbrennungsaussetzers ausbleibt.
Ganz abgesehen von Sicherheitsüberlegungen kann es in bestimmten Systemen von Vorteil sein, wenn mit festem Systemdruck gearbeitet werden kann, also zur Hubverstellung der Systemdruck nicht verändert werden muss bzw. der Hub über eine andere energieeffiziente Art angepasst werden kann.

Darstellung der Erfindung

Aufgabe der Erfindung ist es somit, einen hydraulischen Antrieb zum Beschleunigen und Abbremsen von dynamisch zu bewegenden Bauteilen zur Verfügung zu stellen, bei dem die oben erwähnten Nachteile des Standes der Technik, insbesondere der nicht vorveröffentlichten Europäischen Patentanmeldung EP 17172231.7 überwunden werden kann. Die Erfindung löst diese Aufgabe mittels eines hydraulischen Antriebs gemäss Anspruch 1. Die Massnahmen der Erfindung haben dabei zunächst einmal zur Folge, dass dadurch, dass der Antriebskolben wenigstens eine mit einer Zuflussöffnung korrespondierende Steuerkante aufweist, beim Erreichen eines bestimmten Hubes der Zufluss von Antriebsdruck p₁ in die Antriebskammer bzw. ein verlustarmer Abfluss von Druckmedium aus der Bremskammer zum Basisdruckniveau unterbunden werden kann und dadurch beim Erreichen des genannten Hubes (h_ab) die verbleibende hydraulische Antriebskraft verschwindet, gering wird oder das Vorzeichen ändert, auch bei einer Abweichung des Antriebsdrucks oder des Stördrucks vom Planwert als Folge einer Störung, ein zuverlässiger Betrieb gewährleistet werden kann. Diese Massnahmen lösen insbesondere auch die Probleme bei Zündaussetzern bei Verbrennungsmotoren. Die vorteilhafte Wirkung wird gemäss der vorliegenden Erfindung insbesondere dadurch erzielt, dass bei diesem Verfahren der (hydraulische) Antriebskolben selber mit seinem Weg in die Hydraulik eingreift. Daher sind die Vorrichtung und das entsprechende Verfahren insbesondere bei Verbrennungsmotoren vorteilhaft, da inhärent sicher und zuverlässig.
Es wird dem Fachmann klar sein, dass die vorliegende Erfindung insbesondere in Gaswechselsteuerungen von Verbrennungsmotoren und anderen Kolbenmaschinen anwendbar ist. Es ergibt sich aber aus den verwendeten Elementen, dass der erfindungsgemässe Antrieb ganz allgemein vorteilhaft ist, also auch bei anderen Anwendungen, bei denen hochdynamisch Massen bewegt werden müssen.
Die Erfindung kann auch als eigenständige Hubsteuerung genutzt werden, welche die bekannte Hubsteuerung mittels des Antriebsdruckniveaus (siehe SAE 2008-24-008) partiell ergänzen oder auch vollständig ersetzen kann. Damit muss der Druck im Hydrauliksystem nicht schnell oder auch gar nicht angepasst werden. Ebenso kann die Erfindung die bekannten Hubsteuerungen, welche den Hub mittels Schliessen eines Zuflusssteuerventils in der Öffnungsphase einstellen (Beispiele WO 93/01399 A1 , DE 10 2004 022 447 A1 ) partiell, z.B. als Sicherheitseinrichtung, ergänzen oder auch vollständig ersetzen. Die besondere Art der Hubsteuerung kann somit vorteilhaft nicht nur auf hydraulische Ventilantriebe nach dem Pendelprinzip angewendet werden, sondern ganz allgemein auf hydraulische Steuerungen von Gaswechselventilen.
Die Unempfindlichkeit des eingestellten Gaswechselventilhubes gegenüber am Ventilteller angreifenden Gaskräften erlaubt es auch, diesen Antrieb für Motorbremsfunktionen einzusetzen. Beispielsweise lässt sich im Kompressionshub eines Verbrennungsmotors im unbefeuerten Bremsbetrieb das Auslassventil einen Spalt öffnen, wodurch die Zylinderfüllung gegen den Widerstand des Ventils ausgeschoben werden muss und die gespeicherte Energie so in den Auspuff dissipiert wird.
Aufgrund der Unempfindlichkeit gegenüber wechselnden Gasdruckkräften können auch neue Anwendungen wie Laststeuerung von Kolben-Gaskompressoren oder Kolben-Gasexpansionsmotoren (wie z.B. Dampfmotoren, Luftmotoren usw.) erschlossen werden.
Vorteilhaft kann es sein, wenn die Antriebsseite und - wenn vorhanden - Bremsseite des Zylinders über je zumindest ein Rückschlagventil mit dem Antriebsdruckreservoir verbunden sind, wobei die Rückschlagventile in Richtung dieses Reservoirs öffnen aber in Richtung der Zylinderräume sperren oder über je zumindest ein Rückschlagventil mit dem Basisdruckreservoir verbunden sind, wobei die Rückschlagventile in Richtung der Zylinderräume öffnen und in Richtung Reservoir sperren. Besonders vorteilhaft für den Betrieb ist es, wenn der Antriebskolbenhub, bei dem der Abschneidevorgang eintritt, verstellbar oder einstellbar ist. Dabei kann die Kolbensteuerkante schräg gestaltet und die Zuflusskammer im Zylinder punktförmig angelegt sein, so dass ein Verdrehen zwischen Kolben und Arbeitszylinder, vorzugsweise ein Verdrehen des Kolbens gegenüber einem fest stehenden Arbeitszylinder, den Abschneidestellweg verändert. Eine offensichtlich vorteilhafte Ausgestaltung ist, wenn das Abflusssteuerventil als 2/2-Wegeventil mit zwei zusätzlichen Zwischenstellungen ausgebildet ist, welche beim Schalten in die offene Abflussstellung zeitgesteuert durchfahren werden, wobei die erste Zwischenstellung eine offene ist, welche die Schliessbewegung des Gaswechselventils einleitet und die zweite eine geschlossene ist, bei deren Erreichen im Antriebszylinder in Folge der kinetischen Energie der bewegten Masse für eine gewisse Zeit ein Druck aufgebaut wird, der erlaubt, Druckmedium in das Antriebsdruckreservoir zurück zu schieben, auch wenn dieses auf ein höheres Druckniveau geladen ist, als der Druck, mit dem die Rückstellfeder statisch auf den Arbeitskolben drückt. Durch diese besondere Ventilgestaltung wird das System befähigt, beim Rückstellvorgang auch aus ungünstiger Drucksituation - beispielsweise hohes Druckniveau im Arbeitsdruckreservoir wegen hohem zu überwindendem Zylinderdruck - noch Energie zurückzugewinnen.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn die Zeitsteuerung des Abflusssteuerventils dadurch erfolgt, dass durch die - vorzugsweise von einer Feder - getriebene
Bewegung des Abflusssteuerventils das Druckmedium über eine Druckwirkfläche des Ventils durch eine Drossel gedrückt wird, so dass die Zwischenstellungen des Ventils langsam und/oder mit einer Zeitverzögerung durchfahren werden und dass in der anderen Betätigungsrichtung ein Umfahren der Drossel durch ein Rückschlagventil vorgesehen werden kann.
Möglich und in bestimmten - konstruktiv bedingten - Fällen vorteilhaft kann es sein, eine verdrehbare bzw. axial verschiebbare Hülse mit einer schrägen Kante einzusetzen, die so gestaltet ist, dass ein Verdrehen bzw. ein axiales Verschieben der Hülse den Abschneidestellweg h_ab verändert.
Die Erfindung erlaubt den Einsatz von vergleichsweise langsamen und entsprechend kostengünstigen Steuerventilen. Ebenso genügt es, dass die hydraulischen Steuerventile jeweils Öffnungs- und Schliessvorgang eines Gaswechselventils gewissermassen nur initiieren, da der Bewegungsvorgang anschliessend automatisch, ohne externe Regeleingriffe abläuft. Dies macht das System einfach handhabbar.
Die vorbenannten sowie die beanspruchten und in den nachfolgenden Ausführungsbeispielen beschriebenen, erfindungsgemäss zu verwendenden Elemente unterliegen in ihrer Grösse, Formgestaltung, Materialverwendung und ihrer technischen Konzeption keinen besonderen Ausnahmebedingungen, so dass die in dem jeweiligen Anwendungsgebiet bekannten Auswahlkriterien uneingeschränkt Anwendung finden können.

Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Weitere Einzelheiten, Vorteile und Merkmale des Gegenstandes der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung der dazu gehörenden Zeichnungen, in denen - beispielhaft - erfindungsgemässe Vorrichtungen erläutert werden. In den Zeichnungen zeigt:

Fig. 1: ein erstes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung für Hubbegrenzung durch Zuflussabschneidung bei festem Hub;
Fig. 2: ein zweites Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung für Hubverstellung durch Zuflussabschneidung mit verstellbarem Hub und einem kombinierten Steuerventil;
Fig. 3: eine Ventilanordnung zu einem dritten Ausführungsbeispiel mit doppeltwirkendem Zylinder und Abflussabschneidung in der Bremskammer;
Fig. 4: Zeitdiagramme;
Fig. 5: Kraft-Weg-Diagramme;
Fig. 6: Gemessener Hubverlauf eines Gaswechselantriebs ähnlich Ausführungsbeispiel 2.
Fig. 7: ein viertes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung für Hubverstellung durch Zuflussabschneidung mit verstellbarem Hub durch Verdrehen einer Büchse und nicht verdrehbarem Antriebskolben.

Wege zur Ausführung der Erfindung

In einem ersten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung wird - wie in Fig. 1 dargestellt - ein Gaswechselventil 20 für einen Motor sowohl zum Öffnen als auch zum Schliessen mittels eines hydraulischen Antriebs mit einem Arbeitszylinder 22 und einem Antriebskolben 23 sowie einer gegen die Kraftbewegung des Antriebskolbens wirkenden Feder 25 betrieben. Der hydraulische Antrieb kann zur Vereinfachung des Verständnisses in einen Kernteil inklusive eines oder mehreren Gaswechselventilen 11 und in einen Versorgungsteil aufgeteilt werden. Im nicht abgebildeten Versorgungsteil erfolgt die Druckbereitstellung für die vorgeschlagenen Druckreservoire (40, 41), in an sich bekannter Weise vorzugsweise mit regelbaren Pumpen, welche den Förderstrom dem Volumenstrom und Druckbedarf anpassen lassen. Die Regelung des Drucks erfolgt mit üblichen Mitteln der Hydraulik, beispielsweise auch mittels Drucksensoren und Elektronik. Die Regelelektronik übernimmt auch das elektrische Ansteuern der elektrisch schaltbaren Steuerventile 46, 76. Der Einfachheit halber sind auch Elektronik und Anschlussleitungen nicht abgebildet.
Die Steuerventile 46 und 76 sind in diesem Ausführungsbeispiel als direktgesteuerte, magnetbetätigte Wegeventile ausgeführt. Im Ausführungsbeispiel wurde gegenüber Tankdruck p_T ein leicht angehobener Basisdruck p₀ gewählt, um das System weitgehend frei von Gasblasen zu halten, welche die Funktion beeinträchtigen könnten. Im Federraum 93 sich sammelnde Leckagen werden in diesem Beispiel über eine Leck-Sammelleitung 94 einem zentralen Tank mit Druck p_T zugeführt. Sofern die Ventilschaftabdichtung 17 hierfür ausreicht, kann die Leckleitung aber auch mit dem etwas höheren Basisdruckniveau p₀ verbunden sein. Ebenso ist eine Ausführung des Basisdruckreservoirs 40 als normaler, umgebungsbelüfteter Tank mit grundsätzlich auch möglich. In allen Fällen, wo beide Drücke gleich sind, fehlt in gewissen Zuständen eine Andrückkraft des Antriebskolbens an das Schaftende des Gaswechselventils. Man würde in diesen Fällen Antriebskolben und Ventilschaft mechanisch koppeln oder dem Antriebskolben eine schwache Andrückfeder geben, welche ihn an das Ventilschaftende drückt. So hat man einen inhärenten Ventilspielausgleich.
Die Phasen des Bewegungsablaufs, der sich einstellende Druck p_AK in der Antriebskammer und die zugehörigen Ventil- und Steuerkantenöffnungen sind in Fig. 4 dargestellt. Im Ruhezustand - Phase 0, Gaswechselventil geschlossen - ist das Zuflusssteuerventil 46 geschlossen (Stellung 1a) und das Abflusssteuerventil 76 geöffnet (Stellung 2a), wodurch die Antriebskammer des einfachwirkenden Arbeitszylinders 22, in welchem der Antriebskolben 23 mit Druckwirkfläche 24 des Flächeninhalts A beweglich angeordnet ist, mit dem Basisdruckreservoir 40 auf dem Druckniveau p₀ verbunden ist. Die Vorspannkraft F_FV der Feder 25 im Ruhezustand (Antriebs bzw. Gaswechselventilhub h=0) ist so bemessen, dass das Gaswechselventil gegenüber der öffnenden Kraft aus dem Produkt p₀·A, aber auch gegenüber anderen öffnenden Kräften, beispielsweise am Teller 21 des Gaswechselventils 20 angreifend durch Unterdruck im Motorzylinder 15 oder Überdruck im Gaswechselkanal 16, sicher in der geschlossenen Ruhestellung verbleibt bzw. sich zuverlässig dorthin zurückbewegen kann, selbst bei zu erwartenden Reibkräften, wie beispielsweise von Ventilschaftdichtung 17 oder Ventilführung 19. Es sei hier bemerkt, dass die genannten angreifenden Kräfte je nach Betriebspunkt und Einsatz-Art des Verbrennungsmotors bzw. der Kolbenmaschine, Einlass- oder Auslassventil - variieren und auch ihre Richtung wechseln können. Eine kurze Zeit vor dem geplanten Öffnen des Gaswechselventils 20 wird das entlastende Abflusssteuerventil 76 geschlossen (Stellung 2d). Zum Öffnen (Phase I) wird anschliessend das Zuflusssteuerventil 46 geöffnet (Stellung 1b). Damit wird die Druckwirkfläche 24 des Antriebskolbens 23 mit dem Druck p₁ aus dem Antriebsdruckreservoir 41 beaufschlagt. Der Strömungsweg vom Zuflusssteuerventil in den Antriebskammer erfolgt hier über die in dieser Stellung offene Verbindung via Kanal 32, Kolbenringraum 34 und Überströmkanal 35.
Sofern keine anderen Kräfte am Gaswechselventil 20 angreifen als die Vorspannkraft F_FV der Feder 25 und die hydraulische Kraft an der Antriebsfläche wird sich das Gaswechselventil öffnen, wenn die im Antriebskammer 27 anliegende Druckkraft die Vorspannfederkraft F_FV der Feder 25 übersteigt. Es ist klar, dass die tatsächliche Kraft, bei der Öffnen stattfindet, entsprechend der genannten, zusätzlich angreifenden Kräfte variieren kann. Insbesondere wenn hohe Gegenkräfte beispielsweise durch Beaufschlagung der Ventiltellerfläche 21 von der Seite des Motorzylinders 15 her erwartet werden, wird man den Druck p₁ so hoch einstellen, dass ein zuverlässiges Öffnen gewährleistet ist.
Im Ausführungsbeispiel ist die als Energiespeicher verwendete Feder 25 mit einer hohen Federkonstante c ausgelegt, so dass eine schnelle Bewegung der Masse erreicht wird. Die Zeit für volles Öffnen entspricht in etwa der halben Periodendauer T_1/2 einer Schwingung des Masse-Feder-Schwingers, gebildet aus Federkonstante c und der wirksamen Masse m, nämlich die Masse aus Gaswechselventil 20, Federteller inklusive Befestigungsmittel 26, Antriebskolben 23, ggf. Ventilbrücke, Massenanteil der Feder 25 und von mitschwingendem Druckmedium 30: $T_{1 / 2} = π \cdot Quadratwurzel (m / c)$
In der EP 17172231.7 wurde hergeleitet, dass bei einem asymmetrischen hydraulischen Pendelsystem, bei dem ohne Zusatzkräfte gerechnet wird, der sich einstellende maximale Hub des Gaswechselventils durch die Gleichung: $h_{\max} (p_{1}) = 2 \cdot (p_{1} \cdot A - F_{FV}) / c$
beschrieben werden kann. Aus dieser Gleichung geht hervor, dass in diesem Fall der maximale Hub proportional zum Antriebsdruck p₁ zunimmt.
Wenn nun bei einem solchen System zwecks Überwindung schwieriger Verhältnisse beim Öffnen der Druck p₁ vergleichsweise sehr hoch eingestellt werden muss, insbesondere höher als für das Erreichen des maximal gewünschten oder zulässigen Hubes erforderlich wäre, so ist sofort ersichtlich, dass der maximale Gaswechselhub sehr gross werden und zu Schäden führen kann, vor allem dann nämlich, wenn die hohe Gegenkraft noch während der Bewegung des Gaswechselventils zusammenbricht und oder unerwartet gar nicht auftritt. Beides sind typische Situationen, wie sie an Auslassventilen von Verbrennungsmotoren auftreten: der beträchtliche an der Ventiltellerfläche 21 auftretende Druck vom Motorzylinder beträgt typischerweise 5 - 10 bar und fällt dann oft nach kurzer Zeit schon stark ab, so dass am Antriebskolben plötzlich ein erheblicher Überschuss an Beschleunigungskraft zur Verfügung steht; oder der erwartete Zylinderdruck stellt sich aufgrund eines Verbrennungsaussetzers gar nicht ein und die Beschleunigung erfolgt von Anfang an mit dem extra hoch eingestellten Druck p₁.
Hydraulische Antriebssysteme, die im Sinne dieser Schrift nicht als «Pendelsysteme» bezeichnet werden, zeichnen sich typischerweise durch eine niedrigere Federkonstante c aus. Da sich damit sehr grosse Hübe ergeben würden, wird bei diesen der Druck nicht primär zur Einstellung des Hubes genutzt, sondern der Beschleunigungsvorgang typischerweise durch Schliessen des Zuflusssteuerventils zur Antriebskammer beendet. Die Problematik mit dem Einfluss der Gaskräfte besteht bei diesen Systemen aber in gleicher Weise.
Das beschleunigte Gaswechselventil bzw. die beschleunigte Masse bewegt sich nun weiter, bis eine Steuerkante 31 am Antriebskolben 23 die hydraulische Verbindung 32, 35 zwischen Zuflusssteuerventil 46 und Antriebskammer 27 des Arbeitszylinders 22 «abschneidet». Im Beispiel ist dies so realisiert, dass der Zufluss durch einen Kanal 32, vorzugsweise eine Bohrung, mit einer Öffnung 33 in den Arbeitszylinder eintritt, wo der Arbeitskolben einen Ringraum 34 aufweist, welcher auf der einen Seite durch die Steuerkante 31 begrenzt ist. Von diesem führt ein Kanal 35 in den Antriebskammmer 27. Das Abschneiden der hydraulischen Verbindung findet statt, wenn die Steuerkante bei h = h_ab die Öffnung 33 verschliesst.
Der Arbeitskolben übernimmt damit die Funktion eines dritten Steuerventils. Dadurch, dass dieses vom Gaswechselventil hubgesteuert ist, erfolgt der Steuerungseingriff quasi passiv bzw. automatisch. Dies ist also eine sehr sichere Hubbegrenzungsmethode im Vergleich zu hydraulischen Steuerungen, die an dieser Stelle einen aktiven Steuereingriff verlangen.
Es ist selbstverständlich auch möglich, die Steuerkante nicht direkt am Kolben anzubringen, sondern den Schaft des Gaswechselventils entsprechend auszubilden. Ebenso wäre es möglich, die Funktion des dritten Steuerventils in einem separaten Ventil abzubilden, welches von den bewegten Bauteilen hubgesteuert betätigt wird.
Nachdem die Steuerkante 31 die Öffnung 33 verschlossen hat, bewegt sich das Gaswechselventil aufgrund seiner kinetischen Energie noch weiter. Da der Zufluss vom Antriebsdruckreservoir zur Antriebskammer des Zylinders nunmehr abgeschnitten ist, kann nun über das Rückschlagventil 67 Druckmedium aus dem Basisdruckspeicher nachströmen.
Aufgrund der nach wie vor mit dem Hub zunehmenden Rückstellkraft der Feder 25 jedoch durch die Zuflussabschneidung erheblich verminderte Antriebskraft bewegt sich das Gaswechselventil nunmehr weiter, bis die kinetische Energie komplett an den Federenergiespeicher abgegeben ist.
Hat das Gaswechselventil seine Öffnungsbewegung beendet, schliesst das Rückschlagventil 67 automatisch. Insbesondere bei grossem Druck p₁ kommt es vor, dass die Feder so stark gespannt wird, dass sie in dieser Hubposition in der Lage ist, mit der Arbeitskolbenfläche 24 der Grösse A in der Antriebskammer 27 einen Druck p_AK zu erzeugen, der grösser als das Druckniveau p₁ im Arbeitsdruckreservoir ist. In diesem Fall, gezeigt auch in Figur 4, schiebt die Feder mit dem Antriebskolben Druckmedium durch das Rückschlagventil 47 zurück in den Arbeitsspeicher bis Druckgleichgewicht herrscht. Die damit verbundene Hubverringerung wird im Gaswechsel von Verbrennungsmotoren zumeist problemlos verkraftet. Beispielsweise ist gerade beim Auslassventil ein grosser Anfangshub von Vorteil, während es auf den späteren Hubverlauf weniger ankommt. Zudem ist die Hubverringerung von einer Energierückgewinnung begleitet, denn das zurückgeschobene Druckmedium kann später wieder genutzt werden. Das Gaswechselventil verharrt anschliessend in der zurückgeschwungenen Position. Die geschilderte Hubverringerung findet aber nicht immer statt. Es können genauso Zustände auftreten, bei denen die Feder nicht die Kraft hat, Druckmedium in das Arbeitsdruckreservoir zu schieben. Dies kann beispielsweise der Fall sein, wenn der Druck p1 zwecks Öffnen des Gaswechselventils vergleichsweise hoch eingestellt wurde. In jedem Fall verbleibt der Arbeitskolben und damit das Gaswechselventil in der gefundenen Position (Phase III), bis der Schliessvorgang IV durch Rückstellen des Ventils 76 eingeleitet wird.
Das Ventil 76 hat die Besonderheit, dass es mit einer etwa konstanten Geschwindigkeit zurückschaltet. Dies wird dadurch erreicht, dass die Feder 73 über die Steuerfläche 71 Druckmedium durch die Drossel 72 schieben muss, in der anderen Betätigungsrichtung kann ein Umfahren der Drossel durch ein Rückschlagventil 74 vorgesehen werden. Eine Feder ist aufgrund ihrer Konstanz für diesen Vorgang ideal. Eine alternative Ausführungsvariante wäre beispielsweise ein entsprechend ausgestaltetes Rotationsschieberventil. Die Rückschaltzeit ist - wie in EP 17172231.7 dargestellt - auf etwa der halben Periodendauer T_1/2 des Federmassesystems, abgestimmt, hier insbesondere bis zum Erreichen der Stellung 2b. Anders auch als in der EP 17172231.7 wird hier zunächst Druckmedium aus der Antriebskammer abgelassen (Stellung 2c), um das Gaswechselventil überhaupt in Schliessbeschleunigung zu bringen.
Denn wie vorstehend erläutert, hat die Feder in der Haltephase höchstens etwa Druck p₁ in der Arbeitskammer. Da sie bei weiterem Schliessen aufgrund ihrer Federcharakteristik weiter an Kraft verlieren würde, ist sie also nicht in der Lage, von selbst weiter Druckmedium auszuschieben. Mit der Zwischenstellung 2c wird das Gaswechselventil also in die Lage gebracht, zunächst kinetische Energie aufzubauen, die es nach Abschluss des Pendelvorgangs dann auch auf dem höheren Druckniveau p₁ wieder abgeben kann. Zu diesem Zweck ist die Drossel des Ablassventilschiebers also so dimensioniert, dass das Ablasssteuerventil nach etwa der halben Periodendauer dieser Schwingung seine geschlossene Stellung 2b erreicht. Durch das damit verbundene Abbremsen des Gaswechselventils baut sich in der Antriebskammer 27 ein Druck auf, der, solange grösser als p₁, über das Rückschlagventil 47 in das Antriebsdruckreservoir zurückgeschoben wird. Das Ablasssteuerventil bewegt sich sodann weiter in seine Ruhestellung, die offene Stellung 2a, um das vollständige Schliessen des Gaswechselventils einzuleiten.
Wie sich die Ventilstellungen mit der Bewegung des Gaswechselventils und dem Druck im Antriebsarbeitsraum vorteilhaft koordiniert sind, ist aus Figur 4 ersichtlich. Die in Figur 4 dargestellte Sanftabbremsung des Gaswechselventils vor dem Auftreffen auf den Ventilsitz 18 ist weiter unten anhand des 2. Ausführungsbeispiels erklärt. Hier sei noch erwähnt, dass das Zuflusssteuerventil 46 sich für das erste Ausführungsbeispiel auch deutlich früher schliessen lässt, als in Fig. 4 gezeigt, weil Zufluss- und Abflusssteuerventil hier nicht gekoppelt sind. Der früheste Schliesszeitpunkt kann im Prinzip bereits stattfinden, nachdem der Abschneidehub h_ab vom Antriebskolben bzw. Gaswechselventil durchfahren wurde. Durch die fehlende Notwendigkeit eines präzisen Schliesszeitpunktes des Zuflusssteuerventils 46 kann dieses einfach gebaut sein und der Aufwand der elektronischen Ansteuerung reduziert sich erheblich. Auch darf das Zuflusssteuerventil 46 vergleichsweise langsam schalten, wodurch in vielen Fällen auf aufwendige Konstruktion unter Verwendung von z.B. wirbelstromhemmenden Magnet-Sondermaterialien verzichtet werden kann.
Das zweite Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 unterscheidet sich vom ersten einerseits im Wesentlichen nur durch die Einstellbarkeit des Abschneidehubes h_ab mittels Verdrehen des Antriebskolbens 23, anderseits durch eine mechanische Kopplung der Ventile 46 und 76 zu einem kombinierten Ventil 86, durch welche es möglich ist, mit nur noch einem elektrischen Stellaktor 88 auszukommen. Die Kopplung kann ähnlich wie in EP 17172231.7 beschrieben ausgeführt werden. Das Verstellen des Abschneidehubes h_ab erfolgt hier mittels einer schrägen Steuerkante 37 am Antriebskolben gegenüber einer eher punktförmigen Öffnung 33 des Zuflusskanals 32, vorzugsweise eine Bohrung, und ist dadurch über den Drehwinkel ϕ veränderbar. Der Überströmkanal 35 wurde in den Kolben verlegt. Es sei erwähnt, dass die korrespondierenden Kanten von Kolben und Arbeitszylinder auch vertauscht sein können, so dass die schräge Kante im Zylinder und die vorzugsweise runde Gegenfläche im Kolben angeordnet ist. Fig. 7 zeigt ein Ausführungsbeispiel, bei welchem der Antriebskolben nicht verdrehbar jedoch die Büchse, in welcher der Antriebskolben läuft, drehbar ausgeführt ist. In diesem Ausführungsbeispiel ist die Schrägkante auf dem Antriebskolben ausgeführt und die vorzugsweise runde Gegenfläche in der Laufbüchse. Dem Fachmann ist klar, dass die korrespondierenden Kanten von Antriebskolben und Laufbüchse auch vertauscht sein können. Eine besonders klare Lösung, die ohne Schrägkante auskommt, kann auch mittels einer axial verschieblichen Hülse erreicht werden, in welcher der Kolben läuft. Der Antriebskolben ist mit Längsnuten 95 ausgestattet, in welche mit Nasen 96 ein axial nicht bewegliches Zahnrad 97 greift, welches beispielsweise durch eine selbsthemmende Antriebsschnecke 98 verstellt werden kann. Auf diese Weise kann der Antriebskolben 23 verdreht werden, ohne in seiner Längsbewegung beeinflusst zu werden.
Die Hubverstellung kann sehr gut zur Verringerung des Energiebedarfs des hydraulischen Antriebs genutzt werden, da am Verbrennungsmotor bei niedriger Drehzahl kleine Gaswechselventilhübe für einen verlustarmen Gaswechsel genügen. Der hydraulische Energiebedarf sinkt in der Regel proportional oder überproportional mit dem Gaswechselventilhub, weil zumindest der Bedarf an Druckmedium mit dem Hub zurückgeht.
Oftmals ist aus Geräusch- und Verschleissgründen ein besonders sanftes Aufsetzen der Gaswechselventile auf die Ventilsitze gewünscht. Das Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 ist dazu mit einer weggesteuerten Abbremseinrichtung ausgestattet werden, die wie in Fig. 4 ersichtlich eine kurze Spitze des Drucks p_AK in der Antriebskammer 27 erzeugt. Dies wird - ähnlich wie in EP 17172231.7 erreicht, indem der Antriebskolben bei Annäherung an seine Ruhestellung den Kanal 62 verschliesst und das Druckmedium über den Kanal 63 durch die Drossel 64 gedrückt wird. Nimmt p_AK dabei einen höheren Wert als p₁ an, so wird auch Druckmedium durch das Rückschlagventil in das Antriebsdruckreservoir 41 zurückgeschoben.
Figur 3 zeigt ein Ausführungsbeispiel, bei der die Bremsseite eines doppelt wirkenden Arbeitszylinders 50 zur Hubbegrenzung genutzt wird. Der Arbeitszylinder 50 besitzt hier zusätzlich zur Antriebskammer 27 eine Bremskammer 29. Bei diesem Ausführungsbeispiel wird nicht die Antriebskammer 27 vom Antriebsdruck-Zufluss abgeschnitten, sondern die Bremskammer 29 vom Abfluss in das Basisdruckreservoir 40 und eine der Bewegung entgegenwirkende Bremskraft erzeugt. Somit wird wie in Figur 1 und 2, aber auf andere Weise, die Netto-Antriebskraft ab einem Abschneidehub h_ab markant reduziert. Selbstverständlich wäre es auch möglich, beide Methoden parallel anzuwenden. Übersteigt der Bremsdruck das Druckniveau p₁ des Arbeitsdruckreservoirs 41, so wird Druckmedium über das Rückschlagventil 58 in das Arbeitsdruckreservoir zurückgeschoben.
Das Einleiten der Bewegung des Gaswechselventils 20 erfolgt zunächst in bekannter Weise. Die Bremskammer 29 ist über einen Verbindungskanal 52 und einen Zuflusskanal 54 mit dem Basisdruckreservoir 40 verbunden. Bei der Bewegung wird Druckmedium durch den Verbindungskanal 52 zum Basisdruckreservoir ausgeschoben. Dies geschieht solange, bis die Abflusssteuerkante 51 die Öffnung 53 des Verbindungskanals in der Zylinderwand verschliesst. Dadurch baut sich ein Bremsdruck in der Bremskammer auf. Bei ausreichender kinetischer Energie der bewegten Bauteile überschreitet der Bremsdruck den Druck p₁ und Druckmedium wird über den Rückspeisekanal 56 und ein Rückschlagventil 58 in das Antriebsdruckreservoir 41 zurückgespiesen. Die Bremsenergie kann auf diese Weise wieder genutzt werden. Genügt diese Abbremsung noch nicht, und verschliesst die Abflusssteuerkante 51 auch noch die Öffnung 57 des Rückspeisekanals 56 in der Zylinderwand bei h_abbr, so baut sich ein noch höherer Bremsdruck in der Bremskammer auf. Die hohe Bremsenergie kann beispielsweise über eine zusätzliche Drossel 59 vor dem Rückschlagventil 58 abgebaut werden, so dass noch ein Teil der Energie in den Antriebsdruckspeicher 41 fliessen kann. Immer auch wird die Bremswirkung von der Rückstellwirkung der Feder 25 unterstützt. Es sei erwähnt, dass aber bei schwacher Feder, die schliessend wirkende Fläche 28 des Antriebskolbens auch grösser als die öffnend wirkende Fläche 24 gestaltet werden kann, um grössere Bremswirkung zu erzielen. Ist der Antriebskolben abgebremst, so wird er in diesem Ausführungsbeispiel durch ein Rückschlagventil 58 in der Zuflussleitung in Position gehalten. Der Schliessvorgang wird durch Druckabbau in der Antriebskammer 27 eingeleitet und kann wie in Figur 1 beschrieben durch Ventil 76 gesteuert werden. Damit sich in der Bremskammer 29 zu Beginn des Schliessvorgangs kein Unterdruck einstellen kann, ist das Rückschlagventil 55 im Zuflusskanal 54 vorgesehen.
Fig. 5 zeigt anhand von idealisierten, reibungsfrei betrachteten Kraft-Weg-Schaubildern, wie das erfindungsgemässe Verfahren arbeitet und mit Störkräften zurechtkommt. Dargestellt sind jeweils die hydraulische Antriebskraft p·A, die hubabhängige Federkraft F_F sowie als Flächen die zugehörige hydraulische Arbeit W_h und die Federarbeit W_F. Diagramm F1 repräsentiert asymmetrisches Pendelsystem, bei welchem sich - auf den Antriebsdruck p₁ bezogen - als Maximalhub h_max(p₁) der doppelte Hub gegenüber dem theoretischen Gleichgewichtspunkt mit Hub h_stat einstellt (wie in EP 17172231.7 angewendet). F2 zeigt beispielhaft die Anwendung des erfindungsgemässen Zuflussabschneideverfahrens. mit welchem die zugeführte Energiemenge begrenzt wird. Auch bei erhöhtem Druck p₁* > p₁ lässt sich durch Abstimmung des Abschneidehubes h_ab die zugeführte hydraulische Energiemenge gleich wie in F1 einstellen, so dass der gleiche Maximalhub (und damit die gleiche Energie W_F des Feder-Energiespeichers) erreicht werden, wie in F3 dargestellt. In den Diagrammen F4, F5 und F6 kommt eine der Ventilbewegungsrichtung entgegenwirkende Störkraft F_V eines Gaswechselventils bzw. die zugehörige Verlustarbeitsfläche W_V von an sich negativem Betrag hinzu. Im Fall p₁·A in Diagramm F4 schaltet das Ventil gar nicht, da die hydraulische Kraft die erforderliche Öffnungskraft nicht erreicht; p₁*·A funktioniert dank Zuflussabschneidung. Einzig wird der Hub gemäss der Verlustarbeitsfläche W_V ein wenig kleiner. Ohne Abschneidung jedoch würde das Gaswechselventil weit überschiessen.
Fig. 6 zeigt den gemessenen Ventilhubverlauf eines nach Ausführungsbeispiel 2 realisierten Antriebs an einem befeuerten Verbrennungsmotor. Die Abbildung zeigt, dass Öffnungszeitdauer wie Schliesszeitdauer (bis zum Abbau der kinetischen Energie) die gleiche Zeitkonstante T_1/2 repräsentieren. Der Höcker ca. in der Mitte des Schliessvorgangs repräsentiert das Ende des Schliess-Schwingvorgangs, welcher mit dem Energiegewinn aus der kinetischen Energie einhergeht. Die erkennbaren Schwingungen, insbesondere nach dem Öffnungsvorgang sind dem regulären, in Figur 4 gezeigten Ablauf überlagert. Sie sind für die Gesamtfunktion wenig bedeutend. Ein generelles Zurückbewegen des Gaswechselventils direkt nach dem Öffnen vor Einnehmen eines stabilen Hubes findet, wie in Fig. 4 gezeichnet, bei kleinem Hub weniger statt. Auf den letzten Zehntel-Millimetern vor dem Aufsetzpunkt erkennt man das Einsetzen der Sanftaufsetzbremse.

Bezugszeichenliste

11: Kernteil des Antriebs inklusive eines oder mehreren Gaswechselventilen
15: Motorzylinder
16: Gaswechselkanal
17: Ventilschaftdichtung
18: Ventilsitz
19: Ventilführung
20: Gaswechselventil
21: Teller des Gaswechselventils
22: Arbeitszylinder
23: Antriebskolben
24: öffnend wirkende Druckwirkfläche des Antriebskolbens
25: Feder
26: Federteller inklusive Befestigungsmittel
27: Antriebskammer
28: schliessend wirkende Druckwirkfläche des Antriebskolbens
29: Bremskammer
30: Druckmedium
31: Zuflusssteuerkante des Antriebskolbens
32: Zuflusskanal
33: Steuerkante des Zuflusskanals in der Zylinderwand
34: Überströmraum im Kolben
35: Überströmkanal im Arbeitszylinder oder im Antriebskolben
37: Schräge Zuflusssteuerkante des Antriebskolbens
40: Basisdruckreservoir mit Druckniveau p₀
41: Antriebsdruckreservoir mit Druckniveau p₁
46: Zuflusssteuerventil
47: Rückspeise-Rückschlagventil der Arbeitskammer 27 des Arbeitszylinders
50: doppelt wirkender Arbeitszylinder
51: Abflusssteuerkante des Antriebskolbens
52: Verbindungskanal zum Basisdruckniveau
53: Öffnung des Verbindungskanals in der Zylinderwand
54: Zuflusskanal vom Basisdruckniveau
55: Rückschlagventil im Zuflusskanal vom Basisdruckniveau
56: Rückspeisekanal zum Antriebsdruckreservoir
57: Öffnung des Rückspeisekanals in der Zylinderwand
58: Rückspeise-Rückschlagventil der Bremskammer 29 des Arbeitszylinders
59: Drossel
62: erster Zu- und Abflusskanal
63: zweiter Zu- und Abflusskanal
64: Sanftaufsetzdrossel
67: Rückschlagventil zwischen Antriebskammer und Basisdruckreservoir
71: Druckwirkfläche des Abflusssteuerventils 76
72: Drossel des Abflusssteuerventils 76
73: Feder zur Rückstellung des Abflusssteuerventils 76
74: Rückschlagventil des Abflusssteuerventils 76
76: Abflusssteuerventil
86: kombiniertes Ventil
88: gemeinsamer Stellaktor
93: Federraum
94: Leck-Sammelleitung
95: Längsnut
96: Zahnrad-Nasen
97: Zahnrad
98: Antriebsschnecke
99: Verdrehbare Hülse mit Zahnrad
A: Flächeninhalt der Druckwirkfläche 24 des Antriebskolbens 23
p₀: Druck des Basisdruckreservoirs 40
p₁: Druck des Antriebsdruckreservoirs 41
p_T: Tankdruck - alle Drücke seien relativ zum Umgebungsdruck verstanden
p_AK: Druck in der Antriebskammer
h: Hub des Gaswechselventils 20 bzw. Antriebskolbens 23
h_ab: Abschneidehub
h_abbr: Bremshub
h_max: maximaler Öffnungshub
h_stat: theoretischer statischer Öffnungshub
m: wirksame Masse des bewegten Bauteils = Summe der Massen von: Gaswechselventil mit Federteller, ggf. Ventilbrücke usw., Masse des Antriebskolbens 23, Massenanteil der Feder 25. Massenanteil mitbewegten Druckmediums 30, weitere mitbewegte Teile wie Ventilbrücke usw.
F_F: Federkraft der Feder 25, abhängig von Einfederung
F_FV: Vorspannkraft der Feder 25 in der geschlossenen Stellung des Gaswechselventils, h=0
F_V: Kraft am Gaswechselventil
W_F: Federarbeit
W_h: Hydraulische Arbeit
W_V: Verlustarbeit
c: Federkonstante der Feder 25 (für lineare Kennlinie)
t: Zeit
T_1/2: Halbe Periodendauer des Federmasseschwingers aus m und c
1a, 1b: Schaltstellungen von Ventil 46
2a, 2b, 2c, 2d: Schaltstellungen von Ventil 76
ϕ: Verdrehwinkel zwischen Antriebskolben 23 und Zuflussöffnung 33

Phasen:

O: Ruhephase
I: Öffnen des Gaswechselventils
II: Erste Haltephase im offenen Zustand
III: Schliessen des Gaswechselventils
IV: Zweite Haltephase vor Ventilsitz
V: Endgültiges Schliessen des Gaswechselventils
V*: Sanftaufsetzphase
VI: Ruhephase

Querschnittsverlauf

A₁: Querschnittsverlauf am Zuflusssteuerventils 46
A₂: Querschnittsverlauf am Abflusssteuerventil 76
A₃: Querschnittsverlauf der Zuflussabschneideöffnung 33 a offen b geschlossen

Kraft-Weg-Diagramme

F1: nur p1 mit Hubeinstellung via Druck
F2: nur p₁*<p1 mit Zuflussabschneiden
F3: Federkennlinie und Federarbeit für Fall F1 und F2
F4: Fall mit Verlustarbeit FV, p1 -> funktioniert nicht
F5: Fall mit Verlustarbeit FV, p1*>p1 mit Zuflussabschneiden
F6: Federkennlinie und Federarbeit für Fall F5

Claims

Hydraulischer Antrieb zum Beschleunigen und Abbremsen von dynamisch zu bewegenden Bauteilen, insbesondere von Ventilen in Gaswechselsteuerungen von Verbrennungsmotoren und anderen Kolbenmaschinen, wobei der hydraulische Antrieb folgendes umfasst:
- zumindest ein anzutreibendes Bauteil, insbesondere ein Ventil, vorzugsweise ein Gaswechselventil (20) oder mehrere, über eine Ventilbrücke gemeinsam betätigbare Gaswechselventile eines Verbrennungsmotors oder einer anderen Kolbenmaschine,

- einen einfach oder doppeltwirkenden Arbeitszylinder (22) mit einem am Bauteil bzw. am Gaswechselventil (20) angreifenden Antriebskolben (23) mit einer öffnend wirkenden Druckwirkfläche (24) einer Antriebskammer (27) und im Fall des doppelt wirkenden Zylinders zusätzlich mit einer schliessend wirkenden Druckwirkfläche (28) einer Bremskammer (29)

- zumindest ein Antriebsdruckreservoir (41), zum Bereitstellen eines Druckes p₁ eines hydraulischen Druckmediums (30),

- zumindest einen, vorzugsweise als Feder (25) ausgebildeten, am Bauteil bzw. am Gaswechselventil (20) angreifenden, rückstellenden Energiespeicher mit einer Vorspannkraft F_FV,

- zumindest ein hydraulisches Basisdruckreservoir (40), welches einen niedrigeren Druck p₀ als das erste Druckreservoir (41) aufweist,

- zumindest ein Zuflusssteuerventil (46), welches zum Öffnen des Gaswechselventils die Verbindung von Antriebsdruckreservoir (41) und Antriebskammer (27) herstellbar macht, und

- zumindest ein Abflusssteuerventil (76), welches eine Verbindung der Antriebskammer (27) mit dem Basisdruckreservoir (40) herstellbar macht,
dadurch gekennzeichnet, dass der Antriebskolben (23) wenigstens eine mit einer Zuflussöffnung (33) korrespondierende Steuerkante (31,37,51) aufweist, welche beim Erreichen eines bestimmten Hubes h_ab den Zufluss von Antriebsdruck p₁ in die Antriebskammer (27) unterbindet oder/und den verlustarmen Abfluss von Druckmedium aus der Bremskammer (29) zum Basisdruckniveau (40) unterbindet, wobei beim Erreichen des genannten Hubes h_ab die verbleibende hydraulische Antriebskraft verschwindet, gering wird oder das Vorzeichen wechselt.
Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsseite und - wenn vorhanden - die Bremsseite des Zylinders über zumindest je ein Rückschlagventil (47, 58) mit dem Antriebsdruckreservoir (41) verbunden sind, wobei die Rückschlagventile in Richtung dieses Reservoirs öffnen aber in Richtung Zylinderräume (27, 29) sperren.
Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsseite über zumindest ein Rückschlagventil (67) mit dem Basisdruckreservoir (40) verbunden ist, wobei das Rückschlagventil in Richtung der Antriebskammer (27) öffnet und in Richtung Reservoir sperrt.
Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Bremsseite - wenn vorhanden - über zumindest ein Rückschlagventil (55) mit dem Basisdruckreservoir (40) verbunden ist, wobei das Rückschlagventil in Richtung der Bremskammer (29) öffnet und in Richtung Reservoir sperrt.
Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbensteuerkante schräg gestaltet ist und die Zuflusskammer im Zylinder so angelegt ist, vorzugsweise mit zumindest einer runden Bohrung, so dass ein Verdrehen zwischen Kolben und Arbeitszylinder, vorzugsweise ein Verdrehen des Kolbens gegenüber einem fest stehenden Arbeitszylinder, den Abschneidestellweg h_ab verändert.
Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 4, gekennzeichnet durch eine verdrehbare Hülse mit einer schrägen Kante, die so gestaltet ist, dass ein Verdrehen der Hülse den Abschneidestellweg h_ab verändert.
Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 4, gekennzeichnet durch eine axial verschiebbare Hülse, die so gestaltet ist, dass ein Verschieben der Hülse den Abschneidestellweg h_ab verändert.
Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Abflusssteuerventil (76) als 2/2-Wegeventil mit zwei zusätzlichen Zwischenstellungen (2b, 2c) ausgebildet ist, welche beim Schalten in die offene Abflussstellung (2a) zeitgesteuert durchfahren werden wobei die erste Zwischenstellung (2c) eine offene ist, welche die Schliessbewegung des Gaswechselventils einleitet und die zweite (2b) eine geschlossene ist, bei deren Erreichen im Antriebszylinder (22) in Folge der kinetischen Energie der bewegten Masse für eine gewisse Zeit ein Druck aufgebaut wird, der erlaubt, Druckmedium in das Antriebsdruckreservoir (41) zurück zu schieben.
Hydraulischer Antrieb nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Zeitsteuerung des Abflusssteuerventils (76) dadurch erfolgt, dass durch die - vorzugsweise von einer Feder (73) - getriebene Bewegung des Abflusssteuerventils (76) das Druckmedium über eine Druckwirkfläche des Ventils durch eine Drossel (72) gedrückt wird, so dass die Zwischenstellungen des Ventils langsam und/oder mit einer Zeitverzögerung durchfahren werden und dass in der anderen Betätigungsrichtung ein Umfahren der Drossel durch ein Rückschlagventil (74) vorgesehen werden kann.
Verfahren zum Betreiben eines hydraulischen Antriebs nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass beim Erreichen eines bestimmten Hubes h_ab der Zufluss von Antriebsdruck p₁ in die Antriebskammer (27) unterbunden wird und die verbleibende hydraulische Antriebskraft verschwindet, gering oder negativ wird.
Verfahren zum Betreiben eines hydraulischen Antriebs nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass beim Erreichen eines bestimmten Hubes h_ab der verlustarme Abfluss von Druckmedium (30) aus der Bremskammer (29) zum Basisdruckniveau (40) unterbunden wird und die verbleibende hydraulische Antriebskraft verschwindet, gering wird oder das Vorzeichen ändert.