WO2003027450A1 - Hydraulisch gesteuerter aktuator zur betätigung eines ventils - Google Patents

Hydraulisch gesteuerter aktuator zur betätigung eines ventils Download PDF

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WO2003027450A1
WO2003027450A1 PCT/DE2002/002318 DE0202318W WO03027450A1 WO 2003027450 A1 WO2003027450 A1 WO 2003027450A1 DE 0202318 W DE0202318 W DE 0202318W WO 03027450 A1 WO03027450 A1 WO 03027450A1
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piston
valve
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actuating
pressure
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PCT/DE2002/002318
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French (fr)
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Udo Diehl
Karsten Mischker
Bernd Rosenau
Uwe Hammer
Stefan Reimer
Volker Beuche
Peter Lang
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/10—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic

Definitions

  • Hydraulically controlled actuator for actuating a valve
  • the invention is based on a hydraulically controlled actuator for actuating a valve, in particular a gas exchange valve in a combustion cylinder of an internal combustion engine, according to the preamble of claim 1.
  • Such hydraulically controlled actuators are used in devices for electrohydraulic valve control of the intake and exhaust valves in combustion cylinders of internal combustion engines, one actuator being assigned to a gas exchange valve used as an intake or an exhaust valve.
  • the actuating piston connected to the valve tappet of the gas exchange valve is guided axially displaceably in a working cylinder and delimited with its two facing away from each other The two pressure chambers formed in the working cylinder. While the first pressure chamber, via which a piston displacement in the direction of valve closing is constantly pressurized with pressurized fluid, the other second pressure chamber, via which piston displacement is effected in the direction of valve opening, is selectively pressurized with the help of solenoid valves Fluid applied or relieved again to approximately ambient pressure.
  • the pressurized fluid is supplied by a regulated pressure supply.
  • a first solenoid valve connects the second pressure chamber to the pressure supply and a second solenoid valve connects the second pressure chamber to a relief line.
  • the second pressure chamber In the closed state of the gas exchange valve, the second pressure chamber is separated from the pressure supply by the closed first solenoid valve and is connected to the relief line by the opened second solenoid valve, so that the actuating piston is transferred into its closed position by the fluid pressure prevailing in the first pressure chamber.
  • Both solenoid valves are energized to open the gas exchange valve. Due to the switching solenoid valves, the second pressure chamber is shut off from the relief line and connected to the pressure supply.
  • the gas exchange valve opens, the size of the opening stroke depending on the formation of the electrical control signal applied to the first solenoid valve and the opening speed on the fluid pressure controlled by the pressure supply.
  • the first solenoid valve is then switched off so that it separates the second pressure chamber from the power supply again.
  • the second solenoid valve is de-energized.
  • the second pressure chamber lies on the relief line, and the fluid pressure prevailing in the first pressure chamber guides the actuating piston back into its valve closed position, so that the valve is closed by the actuating piston.
  • all desired valve opening positions of the gas exchange valve can be set by means of an electrical control device for generating control signals for the solenoid valves.
  • the inventive, hydraulically controlled actuator for actuating a valve with the features of claim 1 has the advantage that the kinematics of the opening and / or closing movement of the valve by a defined change in the opening and / or closing active surface of the actuating piston depending on its displacement can be influenced very precisely within wide limits.
  • a high adjustment force on the valve can initially be generated for a fraction of the total stroke of the valve and this high adjustment force can be significantly reduced again for the remaining stroke of the valve.
  • Such an opening characteristic is of particular advantage in the case of gas exchange valves in combustion cylinders of an internal combustion engine; because, especially on the outlet side of the combustion cylinder, there is a demand for an initially high opening force of the actuator so that the gas exchange valve can open against the residual gas pressure in the combustion cylinder. If after the pressure has been equalized between the combustion chamber and the exhaust duct, the Force is lowered for the further opening process of the valve, the energy required for the opening path of the gas exchange valve is significantly reduced. Overall, the energy requirement of an electrohydraulic valve control can be reduced by optimizing the change in the opening effective area to the respective existing requirements within the valve lift.
  • the solenoid valve which determines the start of opening of the gas exchange valve and the maximum stroke of the gas exchange valve can be designed for a lower flow rate. This is because when the opening of the valve is initiated by closing the second solenoid valve for the relief line and opening the first solenoid valve for pressure supply, only such a quantity of fluid flows into the second pressure chamber in order to increase the pressure in the second pressure chamber. As soon as the opening force resulting from the pressure and the opening effective area overcomes the existing static friction forces, the actuating piston begins to move in the direction of opening the gas exchange valve. The flow through the first solenoid valve resulting from the enlargement of the chamber volume in the second pressure chamber does not increase suddenly, but steadily from zero to a maximum value.
  • the large opening effective area of the control piston is therefore effective at a time when the flow through the open first solenoid valve has not yet reached its maximum value.
  • the opening effective area is reduced in time to limit the maximum flow through the first solenoid valve to a low level. This level is less than the level at over the stroke constant opening effective area of the control piston would result.
  • the closing process of the valve can also be advantageously influenced by the inventive design of the closing active surface of the actuating piston depending on its displacement path, in that the valve member is placed on the valve seat by a timely reduction of the closing active surface of the actuating piston in the course of the piston displacement with reduced closing force.
  • This advantage is particularly important for the actuation of gas exchange valves in combustion cylinders of an internal combustion engine; Because on the intake side of the combustion cylinders in particular there is a demand for a quick closing of the intake valve on the one hand and for a low impact speed of the valve member on the combustion cylinder-side valve seat on the other hand, which, for reasons of noise and wear, has certain limit values, e.g. approx.
  • the actuating piston is designed such that when the actuating piston is moved out of its valve position, the opening effective area of the actuating piston is reduced by a predetermined amount after at least one predetermined displacement path.
  • the actuating piston is of multi-part design and consists of at least two concentric, relatively displaceable partial pistons with different axial lengths, which are so nested that the second pressure chamber of all and the first pressure chamber only of part of the end faces of the partial pistons is limited.
  • the displacement path of the at least one partial piston, which does not delimit the first pressure chamber, is reduced compared to the total displacement path of the actuating piston, the reduction taking place in stages in the case of more than two partial pistons.
  • the design of the actuating piston is such that when the actuating piston is displaced out of its valve closing position, the opening effective area in the initial region of the displacement path is larger than in the remaining displacement path and when the actuating piston is displaced out of its valve open position, the closing active surface is smaller in the end region of the displacement path than in the rest of the displacement path.
  • This configuration of the actuating piston is realized according to an advantageous embodiment of the invention in that the actuating piston is designed as a stepped piston with several piston sections of different diameters.
  • the actuating piston has a central piston section with the largest diameter, a lower inner piston section that continues on the middle piston section, runs through the first pressure chamber and has a smaller diameter, and an upper inner piston section that continues from the middle piston section and runs through the second pressure chamber Diameter of the lower inner piston section of reduced diameter and in each case an outer piston section arranged at the end of the inner piston sections, the diameter of which is in each case larger than the diameter of the adjacent inner piston section.
  • FIG. 1 is a circuit diagram of a device for controlling a gas exchange valve with an actuator shown in longitudinal section for actuating the gas exchange valve shown in sections in longitudinal section,
  • Fig. 2 is a longitudinal section of an actuator for
  • the gas exchange valve 10 controls an opening cross section 12 in a combustion cylinder 11, which is indicated in FIG. 1 by a section of its cylinder wall.
  • the gas exchange valve 10 can be used as an intake valve for controlling an intake cross section and as an exhaust valve for controlling an exhaust cross section in the combustion cylinder 11.
  • the gas exchange valve 10 has a valve tappet 13, at one end of which a plate-shaped valve sealing surface 14 is arranged, which cooperates to control the opening cross section 12 with a valve seat surface 15 formed on the cylinder wall of the combustion cylinder 11 and enclosing the opening cross section 12.
  • valve sealing surface 14 is lifted more or less from the valve seat surface 15 by moving the valve tappet 13, and to close the gas exchange valve 10, the valve sealing surface 14 is pressed firmly onto the valve seat surface 15 by moving the valve tappet 13 in the opposite direction.
  • a hydraulically controlled actuator 16 which has a working cylinder 17 and an adjusting piston 18 which is axially displaceably guided in the working cylinder 17.
  • the working cylinder 17 is realized by a bore made in a housing 19, into which a guide sleeve 20 for guiding of the actuating piston 18 is used and the end face is sealed accordingly.
  • the two pressure chambers 21, 22 are filled with a fluid, for example hydraulic oil, via the connecting pieces 211, 221, 222.
  • connection piece 211 of the first pressure chamber 21 is connected to a controllable pressure supply device 24 via a pressure line 23 and the connection piece 221 of the second pressure chamber 22 via a first solenoid valve 25, while the connection piece 222 of the second pressure chamber 22 is connected to a relief line 27 via a second solenoid valve 26 is connected, which leads to a fluid reservoir 28.
  • the two solenoid valves 25, 26 are designed as 2/2-way valves with spring return, which are controlled by an electronic control unit (not shown here) for their switching. In the rest or basic position of the two solenoid valves 25, 26 shown in FIG. 1, the second pressure chamber 22 is separated from the pressure supply device 24 and connected to the relief line 27.
  • the fluid pressure prevailing in the second pressure chamber 22 corresponds approximately to the ambient pressure.
  • the pressure supply device 24 comprises a controllable high-pressure pump 29, which draws in fluid from the fluid reservoir 28, a check valve 30 and a memory 31 for pulsation damping and energy storage. At exit 241 The pressure supply device 24, to which both the pressure line 23 and the first solenoid valve 25 are connected, is subject to a permanent high pressure, which is controlled in the first pressure chamber 21.
  • the actuating piston 18 of the actuator 16 which in the exemplary embodiment in FIG. 1 is designed as a stepped piston 32 and in FIG. 2 as a multi-part piston, has a closing active surface which is used to close the gas exchange valve 10, i.e. to move the actuating piston 18 in the valve closing direction, from Fluid pressure in the pressure chambers 21, 22 is acted upon, and an opening active surface which is acted upon by the fluid pressure in the pressure chambers 21, 22 to open the gas exchange valve 10, that is to say to move the adjusting piston 18 in the opening direction of the gas exchange valve 10.
  • the two active surfaces are set are composed of various annular surfaces formed on the actuating piston 18 and acted upon by the fluid pressure in the pressure chambers 21, 22, as will be described later.
  • the actuating piston 18 is designed such that the area size of the active surfaces changes along the displacement path of the actuating piston 18, namely Area size of the opening active surface when moving the control piston 18 to produce an opening stroke on the gas exchange valve 10 and the closing active surface when moving the control piston 18 in the opposite direction to produce a closing movement of the gas exchange valve 10.
  • the design of the actuating piston 18 is such that when the actuating piston 18 is moved out of its valve closed position, as shown in FIG. 1, the opening effective area in the initial region of the displacement path is larger than in the rest Displacement and when the actuating piston 18 is moved out of its valve open position, the closing effective area in the end region of the displacement path is smaller than in the rest of the displacement path.
  • This configuration of the actuating piston 18 is realized in the stepped piston 32 shown in FIG.
  • a central piston section 321 having the largest diameter d1 in each case an inner piston section continuing upwards and downwards on the central piston section 321, namely, a lower inner piston section 322 which passes through the first pressure chamber 21 and has a diameter d2 which is reduced in comparison with the diameter d1 of the middle piston section 321 and an upper inner piston section 323 which has a diameter in comparison to the diameter d2 of the lower inner piston section 321 of reduced diameter d3, and in each case an outer piston section 324 and 325 which adjoins the end of the lower inner piston section 322 and the upper inner piston section 323 and has a diameter d4 or d5 which is larger than that of the adjacent inner piston section 322 or 323.
  • transition zone 326 and 327 in which the diameter from the diameter d2 or d3 of the adjacent inner piston section 322 or 323 to the larger diameter d4 or d5 of the outer piston sections 324 , 325 increases continuously.
  • a different geometric design of the transition zone 326, 327 can also be carried out, in order to influence the stroke-dependent course of the opening and closing active surface.
  • the opening effective area at the beginning of the opening results from the difference between the two ring surfaces with the ring width dl-d3 and the ring surface with the ring width dl-d4 ,
  • the opening effective area is thus the resulting ring area with the ring width d4-d3 on the stepped piston 32.
  • the opening effective area is formed from the difference of the ring area with the ring width dl - d5 and the ring area with the ring width dl - d2.
  • the opening effective area is therefore the resulting ring area with the ring width d2-d5 on the stepped piston 32, which remains unchanged until the end of the opening stroke. Since the ring width d4-d3 is larger than the ring width d2-d5, the opening effective area is significantly reduced after a fraction of the total stroke of the stepped piston 32.
  • the closing active surface at the beginning of the closing stroke is formed by the annular surface on the stepped piston 32 with the ring width d1-d2.
  • the lower transition zone 326 dips and the outer piston section 324 follows into the first pressure chamber 21, as a result of which the closing active area is reduced to the ring area with the ring width d1-d4.
  • the closing movement of the stepped piston 32 thus initially takes place with a large closing force, as a result of the larger closing active area, and in the end region of the closing stroke with a reduced closing force, as a result of the reduced closing active area.
  • the pressure chambers 21, 22 are each sealed off from the stepped piston 32 by means of a high-pressure seal 33 and 34, which is held in the working cylinder 17 and presses against the stepped piston 32.
  • the high-pressure seal 34 of the second pressure chamber 22 is integrated in a cover 35, which closes off the working cylinder 17.
  • the actuator 16 shown schematically in longitudinal section in FIG. 2 is modified compared to the actuator 16 shown in FIG. 1 and described above in that the design of the actuating piston 18 is such that when the actuating piston 18 is displaced out of its valve closed position, such as it is shown in FIG. 2, the opening effective area is reduced by a predetermined amount after at least one predetermined displacement path and remains constant until the end of the stroke, whereas the closing active area remains constant when the actuating piston 18 is displaced into its valve closing position, i.e. over the entire closing stroke remains.
  • the gas exchange valve 10 is therefore opened quickly with a large displacement force / r which then drops suddenly and remains constant over the remaining stroke remains.
  • the actuator 16 according to FIG. 2 can instead of the actuator 16 in FIG. 1 in the device described there for controlling a gas exchange valve 10 in
  • Combustion cylinders 11 of an internal combustion engine are used, the connections of the connecting pieces 211, 221 and 222 of the working cylinder 17 being integrated into the control device as shown in FIG. 1.
  • Components of the actuator 16 in FIG. 2 which correspond to components of the actuator 16 in FIG. 1 are provided with the same reference numerals, so that the statements made in relation to FIG. 1 also apply accordingly to the actuator 16 in accordance with FIG. 2.
  • the aforementioned, modified design of the actuating piston 18 with the stroke-dependent change in the opening active area is achieved in that the actuating piston 18 is of multiple parts and has two partial pistons 36 and 37 in the exemplary embodiment in FIG. 2.
  • the two sub-pistons 36, 37 have different axial lengths and are concentrically and displaceable relative to one another so that both sub-pistons 36, 37 delimit the second pressure chamber 22 and only the inner sub-piston 36 delimits the first pressure chamber 21.
  • the working cylinder 17 is of stepped design, the upper cylinder section 172 with a larger diameter receiving both partial pistons 36, 37 and the lower cylinder section 171 of the working cylinder 17 only carrying the inner partial piston 36.
  • the shorter outer partial piston 37 is in the upper section 172 of the working cylinder 17 on the one hand from the working cylinder 17 and on the other hand from a guide section 361 with a somewhat enlarged diameter formed on the inner partial piston 36 guided, while the longer inner piston part 36 is guided in the lower cylinder section 171 of the working cylinder.
  • a stop 38 formed by the cylinder wall of the working cylinder 17 the displacement path of the outer partial piston 37 is limited to the displacement path Si, while the displacement path of the longer inner partial piston 36 corresponds to the total stroke Si + s 2 of the actuating piston 18.
  • the inner partial piston 36 is either made in one piece with a piston rod 39, as shown in FIG. 2, or is pressed onto the piston rod 39 as an annular body.
  • the piston rod 39 exits the working cylinder 17 via sealed openings 40, 41.
  • the valve tappet 13 is fixed on the piston rod 39.
  • the piston rod 39 can be formed by the valve lifter 13 itself.
  • the actuating piston 18 When the actuating piston 18 is displaced out of its valve closing position shown in FIG. 2 in the valve opening direction, which is brought about by introducing fluid pressure into the second pressure chamber 22, the two pistons 36, 37 are acted upon by the pressure in the second pressure chamber 22 and displaced together.
  • the opening active surface of the actuating piston 18 is composed of the two annular end faces of the two partial pistons 36, 37 delimiting the second pressure chamber 22 and is at a maximum. If the actuating piston 18 has covered the stroke 3 ⁇ , the outer partial piston 37 abuts the stop 38 and no longer takes part in the further displacement movement of the actuating piston 18.
  • the opening effective area of the actuating piston 18 is thus reduced to the end face of the inner partial piston 36 acted upon by the fluid pressure, so that the actuating force of the actuator 16 is reduced and the energy requirement of the actuator 16 decreases when the gas exchange valve 10 is opened further.
  • the closing process is initiated by relieving the pressure in the first pressure chamber 22, after the displacement path s 2 has been covered by the inner partial piston 36, a driver 42 becomes effective between the two partial pistons 36, 37, and the outer partial piston 37 becomes over the displacement Si taken from the inner piston 36 to the closed position of the actuating piston 18.
  • the driver 42 is realized by an annular web 43 protruding radially on the inside of the outer partial piston 37, against which the enlarged diameter guide section 361 of the inner partial piston 36 abuts.
  • a leakage hole 44 opening in the upper section 172 of the working cylinder 17 is at the transition between the two sections 172, 171 of the working cylinder 17 Provided in the housing wall of the working cylinder 17, via which the fluid leakage is returned to the fluid reservoir 28 through a return line 45.
  • the actuating piston 18 described it can also be composed of more than just two partial pistons. The individual partial pistons then again have different lengths and become ineffective when the actuating piston 18 is displaced further by appropriately defining their stroke paths, so that the opening effective area of the actuating piston 18 changes several times over its total stroke.

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Abstract

Es wird ein hydraulisch gesteuerter Aktuator (16) zur Betätigung eines Ventils (10), insbesondere eines Gaswechselventils (10) in einem Verbrennungszylinder (11) einer Brennkraftmaschine angegeben, der zwei fluidgefüllte Druckkammern (21, 22) mit steuerbarem Kammervolumen und einen die Druckkammern (21, 22) mit voneinander abgekehrten Kolbenseiten begrenzenden, verschließbaren Stellkolben (18) aufweist, der auf das Ventil (10) wirkt und eine zum Schließen des Ventils (10) vom Fluiddruck in den Druckkammern (21, 22) beaufschlagte schließende Wirkfläche und eine zum Öffnen des Ventils (10) vom Fluiddruck beaufschlagte öffnende Wirkfläche aufweist. Zwecks Beeinflussung der Kinematik der Öffnungs- und Schliessbewegung des Ventils (10) ist der Stellkolben (18) derart ausgebildet, dass die Flächengrösse mindestens einer der beiden Wirkflächen sich längs des Verschiebewegs des Stellkolbens (18) ändert.

Description

Hydraulisch gesteuerter Aktuator zur Betätigung eines Ventils
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus von einem hydraulisch gesteuerten Aktuator zur Betätigung eines Ventils, insbesondere eines Gaswechselventils in einem Verbrennungszylinder einer Brennkraftmaschine, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Solche hydraulisch gesteuerten Aktuatoren finden in Vorrichtungen zur elektrohydraulischea Ventilsteuerung der Ein- und Auslaßventile in Verbrennungszylindern von Brennkraftmaschinen Anwendung, wobei jeweils ein Aktuator einem als Ein- oder als Auslaßventil eingesetzten Gaswechselventil zugeordnet ist.
Bei einer bekannten Vorrichtung zur Steuerung eines Gaswechselventils (DE 198 26 047 AI) ist der mit dem Ventilstößel des Gaswechselventils verbundene Stellkolben in einem Arbeitszylinder axial verschieblich geführt und begrenzt mit seinen beiden voneinander abgekehrten Stirnseiten die beiden im Arbeitszylinder ausgebildeten Druckkammern . Während die eine erste Druckkammer, über welche eine Kolbenverschiebung in Richtung Ventilschließen bewirkt wird, ständig mit unter Druck stehendem Fluid beaufschlagt ist, wird die andere zweite Druckkammer, über welche eine Kolbenverschiebung in Richtung Ventilöffnen bewirkt wird, mit Hilfe von Magnetventilen gezielt mit unter Druck stehendem Fluid beaufschlagt oder wieder auf annähernd Umgebungsdruck entlastet . Das unter Druck stehende Fluid wird von einer geregelten Druckversorgung geliefert . Von den als 2/2- egeventile ausgeführten Magnetventilen verbindet ein erstes Magnetventil die zweite Druckkammer mit der Druckversorgung und ein zweites Magnetventil die zweite Druckkammer mit einer Entlastungsleitung . Im Schließzustand des Gaswechselventils ist die zweite Druckkammer durch das geschlossene erste Magnetventil von der Druckversorgung getrennt und durch das geöffnete zweite Magnetventil mit der Entlastungsleitung verbunden, so daß der Stellkolben durch den in der ersten Druckkammer herrschenden Fluiddruck in seine Schließstellung überführt ist . Zum Öffnen des Gaswechselventils werden beide Magnetventile bestromt . Durch die umschaltenden Magnetventile wird die zweite Druckkammer von der Entlastungsleitung abgesperrt und an die Druckversorgung angeschlossen . Das Gaswechselventil öffnet , wobei die Größe des Öffnungshubs von der Ausbildung des an das erste Magnetventil angelegten elektrischen Steuersignals und die Öffnungsgeschwindigkeit von dem von der Druckversorgung eingesteuerten Fluiddruck abhängt . Um das Gaswechselventil in einer bestimmten Offenstellung zu halten, wird das erste Magnetventil anschließend stromlos geschaltet , so daß es die zweite Druckkammer wieder von der Stromversorgung trennt . Zürn Schließen des Gaswechselventils wird das zweite Magnetventil stromlos geschaltet. Dadurch liegt die zweite Druckkammer an der Entlastungsleitung, und der in der ersten Druckkammer herrschende Fluiddruck führt den Stellkolben in dessen Ventilschließstellung zurück, so daß von dem Stellkolben das Ventil geschlossen wird. Auf diese Weise lassen sich mittels eines elektrischen Steuergeräts zur Steuersignalerzeugung für die Magnetventile sämtliche gewünschten Ventilöffnungspositionen des Gaswechselventils einstellen.
Vorteile der Erfindung
Der erfindungsgemäße, hydraulisch gesteuerte Aktuator zur Betätigung eines Ventils mit den Merkmalen des Anspruchs 1 hat den Vorteil, daß durch eine definierte Änderung der öffnenden und/oder schließenden Wirkfläche des Stellkolbens in Abhängigkeit von dessen Verschiebeweg die Kinematik der Offnungs- und/oder Schließbewegung des Ventils in weiten Grenzen sehr genau beeinflußt werden kann. So kann beim Öffnungsvorgang des Ventils zunächst eine hohe Verstellkraft auf das Ventil für einen Bruchteil des Gesamthubs des Ventils erzeugt und für den Resthub des Ventils diese hohe Verstellkraft wieder deutlich reduziert werden. Eine solche Öffnungscharakteristik ist besonders bei Gaswechselventilen in Verbrennungszylindern einer Brennkraftmaschine von erheblichem Vorteil; denn speziell auf der Auslaßseite der Verbrennungszylinder besteht die Forderung nach einer anfänglich hohen Öffnungskraft des Aktuators damit das Gaswechselventil gegen den Restgasdruck im Verbrennungszylinder öffnen kann. Wenn nach erfolgtem Druckausgleich zwischen Brennraum und Auslaßkanal nunmehr die Stellkraft für den weiteren Öffnungsvorgang des Ventils gesenkt wird, so wird die für den Öffnungsweg des Gaswechselventils benötigte Energie nennenswert reduziert. Insgesamt kann durch eine Optimierung der Änderung der öffnenden Wirkfläche an die jeweils bestehenden Forderungen innerhalb des Ventilhubs der Energiebedarf einer elektrohydraulischen Ventilsteuerung reduziert werden.
Des weiteren kann das den Öffnungsbeginn des Gaswechselventils und den Maximalhub des Gaswechselventils bestimmende Magnetventil für eine geringere Durchflußmenge ausgelegt werden. Dies liegt darin begründet, daß beim Einleiten des Öffnungsvorgangs des Ventils durch Schließen des zweiten Magnetventils zur Entlastungsleitung und Öffnen des ersten Magnetventils zur Druckversorgung zunächst in die zweite Druckkammer nur eine solche Fluidmenge einströmt, um in der zweiten Druckkammer den Druck ansteigen zu lassen. Sobald die aus Druck und öffnende Wirkfläche resultierende Öffnungskraft die vorhandenen Haftreibungskräfte überwindet, beginnt sich der Stellkolben in Richtung Öffnen des Gaswechselventils zu bewegen. Der sich aus der Vergrößerung des Kammer olumens in der zweiten Druckkammer ergebende Durchfluß durch das erste Magnetventil steigt dabei nicht sprunghaft, sondern stetig von Null auf einen Maximalwert. Die große öffnende Wirkfläche des Stellkolbens ist also zu einer Zeit wirksam, bei der der Durchfluß durch das offene erste Magnetventil seinen Maximalwert noch nicht erreicht hat. Die Reduzierung der öffnenden Wirkfläche setzt, rechtzeitig ein, um den maximalen Durchfluß durch das erste Magnetventil auf einem niedrigen Niveau zu begrenzen. Dieses Niveau ist kleiner als das Niveau, das sich bei über dem Hub konstanter öffnender Wirkfläche des Stellkolbens ergeben würde .
Auch der Schließvorgang des Ventils kann durch die erfindungsgemäße Ausbildung der schließenden Wirkfläche des Stellkolbens abhängig von dessen Verschiebeweg vorteilhaft beeinflußt werden, indem das Aufsetzen des Ventilglieds auf den Ventilsitz durch eine rechtzeitige Reduzierung der schließenden Wirkfläche des Stellkolbens im Verlauf der Kolbenverschiebung mit reduzierter Schließkraft erfolgt. Insbesondere für die Betätigung von Gaswechselventilen in VerbrennungsZylindern einer Brennkraftmaschine ist dieser Vorteil von besonderer Bedeutung; denn speziell auf der Einlaßseite der Verbrennungszylinder besteht die Forderung einerseits nach einem schnellen Schließen des Einlaßventils und andererseits nach einer geringen Auftreffgeschwindigkeit des Ventilglieds auf den verbrennungszylinderseitigen Ventilsitz, die aus Geräusch- und Verschleißgründen bestimmte Grenzwerte, z.B. ca. 0,5 m/s im Leerlauf und ca. 0,5 m/s bei maximaler Drehzahl, nicht überschreiten darf. Durch die erfindungsgemäße Reduzierung der schließenden Wirkfläche des Stellkolbens kurz vor Erreichen der Schließstellung des Gaswechselventils wird die Schließkraft des Aktuators abgeschwächt und somit 'ein erster Beitrag hin zur Einhaltung dieser Grenzwerte geleistet.
Durch die in den weiteren Ansprüchen aufgeführten Maßnahmen sind vorteilhafte Weiterbildungen und Verbesserungen des im Anspruch 1 angegebenen hydraulisch gesteuerten Aktuators möglich . Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist die Ausbildung des Stellkolbens so vorgenommen, daß bei einer Verschiebung des Stellkolbens aus seiner Ventilstellung heraus sich die öffnende Wirkfläche des Stellkolbens nach mindestens einem vorgegebenen Verschiebeweg um einen vorgegebenen Betrag reduziert.
Dies wird gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung dadurch realisiert, daß der Stellkolben mehrteilig ausgeführt ist und aus mindestens zwei konzentrischen, relativ zueinander verschiebbaren Teilkolben mit unterschiedlichen axialen Längen besteht, die so ineinandergesetzt sind, daß die zweite Druckkammer von allen und die erste Druckkammer nur von einem Teil der Stirnflächen der Teilkolben begrenzt ist. Der Versσhiebeweg des mindestens einen nicht die erste Druckkammer begrenzenden Teilkolbens ist gegenüber dem Gesamtverschiebeweg des Stellkolbens reduziert, wobei bei mehr als zwei Teilkolben die Reduzierung stufenweise erfolgt.
Gemäß einer alternativen Ausführungsform der Erfindung ist die Ausbildung des Stellkolbens so getroffen, daß bei der Verschiebung des Stellkolbens aus seiner Ventilschließstellung heraus die öffnende Wirkfläche im Anfangsbereich des Verschiebewegs größer ist als im übrigen Verschiebeweg und bei der Verschiebung des Stellkolbens aus seiner Ventiloffenstellung heraus die schließende Wirkfläche im Endbereich des Verschiebewegs kleiner ist als im übrigen Verschiebeweg . Diese Ausbildung der Stellkolbens wird gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung dadurch realisiert, • daß der Stellkolben als Stufenkolben mit mehreren Kolbenabschnitten unterschiedlicher Durchmesser ausgebildet ist. Dabei hat der Stellkolben einen den größten Durchmesser aufweisenden mittleren Kolbenabschnitt, einen sich am mittleren Kolbenabschnitt fortsetzenden, die erste Druckkammer durchziehenden, unteren inneren Kolbenabschnitt mit demgegenüber kleinerem Durchmesser, einen sich vom mittleren Kolbenabschnitt fortsetzenden, die zweite Druckkammer durchziehenden, oberen inneren Kolbenabschnitt mit gegenüber dem Durchmesser des unteren inneren Kolbenabschnitts reduziertem Durchmesser und jeweils einen am Ende der inneren Kolbenabschnitte angeordneten äußeren Kolbenabschnitt, dessen Durchmesser jeweils größer ist als der Durchmesser des angrenzenden inneren Kolbenabschnitts.
Bei dieser Ausbildung des Stellkolbens wird nicht nur eine über den Verschiebeweg des Stellkolbens sich definiert ändernde öffnende und schließende Wirkfläche des Stellkolbens verwirklicht, sondern im Schließfall noch ein Sekundäreffekt erzielt, der zusätzlich zu der sich vor dem Ende der Schließbewegung reduzierenden schließenden Wirkfläche- des Stellkolbens zur Verringerung der Schließkraft beiträgt. Durch die beschriebene Durchmesserstufung der Kolbenabschnitte des Stellkolbens tritt kurz vor Ende der Schließbewegung eine Durchmesseränderung des Stellkolbens in der zweiten Druckkammer und damit eine Vergrößerung der die zweite Druckkammer begrenzenden Kolbenfläche auf. Diese bewirkt eine Erhöhung des ausfließenden Fluidstroms. Das zu diesem Zeitpunkt als konstante Drossel zur Entlastungsleitung hin wirkende geöffnete zweite Magnetventil setzt diesem erhöhten Fluidfluß einen erhöhten Staudruck entgegen, so daß zu der in der ersten Druckkammer in Schließrichtung wirkenden, kurz vor Ende der Schließbewegung sich reduzierenden Druckkraft sich schlagartig eine in Gegenrichtung wirkende Gegenkraft aufbaut, die den Stellkolben abbremst und so mit der reduzierten Schließkraft des Stellkolbens die vorstehend genannten Grenzwerte für die Auftreffgeschwindigkeit des Ventilglieds auf dem Ventilsitz erreichen läßt. Auf bisher verwendete besondere Vorrichtungen zur Verringerung der Auftreffgeschwindigkeit des Ventilglieds auf dem Ventilsitz des Gaswechselventils kann somit verzichtet werden.
Zeichnung
Die Erfindung Ist anhand von in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen im folgenden näher beschrieben. Es zeigen jeweils in schematischer Darstellung:
Fig. 1 ein Schaltbild einer Vorrichtung zur Steuerung eines Gaswechselventils mit einem im Längsschnitt dargestellten Aktuator zum Betätigen des ausschnittweise im Längsschnitt dargestellten Gaswechselventils,
Fig. 2 eine Längsschnitt eines Aktuators zur
Betätigung eines Gaswechselventils gemäß einem weiteren Ausführungsbeispiel. Beschreibung der Ausführungsbeispiele
Bei der in Fig. 1 im Schaltbild dargestellten Vorrichtung zur Steuerung eines Gaswechselventils in einem Verbrennungszylinder einer Brennkraftmaschine steuert das Gaswechselventil 10 einen Öffnungsquerschnitt 12 in einem Verbrennungszylinder 11, der in Fig. 1 durch einen Abschnitt seiner Zylinderwand angedeutet ist. Das Gaswechselventil 10 kann als Einlaßventil zum Steuern eines Einlaßquerschnitts und als Auslaßventil zum Steuern eines Auslaßquerschnitts im Verbrennungszylinder 11 verwendet werden. Das Gaswechselventil 10 weist einen Ventilstößel 13 auf, an dessen einem Ende eine tellerförmige Ventildichtfläche 14 angeordnet ist, die zur Steuerung des Öffnungsquerschnitts 12 mit einer an der Zylinderwand des Verbrennungszylinders 11 ausgebildeten, den Öffnungsquerschnitt 12 umschließenden Ventilsitzfläche 15 zusammenwirkt. Zum Öffnen des Gaswechselventils 10 wird die Ventildichtfläche 14 durch Verschieben des Ventilstößels 13 mehr oder weniger von der Ventilsitzfläche 15 abgehoben, und zum Schließen des Gaswechselventils 10 wird die Ventildichtfläche 14 durch gegensinnige Verschiebung des Ventilstößels 13 fest auf die Ventilsitzfläche 15 aufgepreßt.
Zum Schließen und Öffnen des Gaswechselventils 10 ist ein hydraulisch gesteuerter Aktuator 16 vorgesehen, der einen Arbeitszylinder 17 und einen im Arbeitszylinder 17 axial verschieblich geführten Stellkolben 18 aufweist. Im Ausführungsbeispiel des Aktuators 16 in Fig. 1 wird der ArbeitsZylinder 17 durch eine in ein Gehäuse 19 eingebrachte Bohrung realisiert, in die eine Führungshülse 20 zur Führung des Stellkolbens 18 eingesetzt und die stirnseitig entsprechend abgedichtet ist. Der mit dem Ventilstößel 13 fest verbundene Stellkolben 18 unterteilt den Arbeitszylinder 17 in zwei von ihm auf voneinander abgekehrten Stirnseiten begrenzte, hydraulische Druckkammern 21, 22, wobei die untere erste Druckkammer 21 einen Anschlußstutzen 211 und die obere zweite Druckkammer 22 zwei Anschlußstutzen 221, 222 aufweist. Über die Anschlußstutzen 211, 221, 222 sind die beiden Druckkammern 21, 22 mit einem Fluid, z.B. Hydrauliköl, gefüllt. Hierzu ist der Anschlußstutzen 211 der ersten Druckkammer 21 über eine Druckleitung 23 und der Anschlußstutzen 221 der zweiten Druckkammer 22 über ein erstes Magnetventil 25 mit einer regelbaren Druckversorgungseinrichtung 24 verbunden, während der Anschlußstutzen 222 der zweiten Druckkammer 22 über ein zweites Magnetventil 26 an einer Entlastungsleitung 27 angeschlossen ist, die zu einem Fluidreservoir 28 führt. Die beiden Magnetventile 25, 26 sind als 2/2-Wegeventile mit Federrückstellung ausgebildet, die von einem hier nicht dargestellten elektronischen Steuergerät zu ihrer Umschaltung angesteuert werden. In der in Fig. 1 dargestellten Ruhe- oder .Grundstellung der beiden Magnetventile 25, 26 ist die zweite Druckkammer 22 von der Druckversorgungseinrichtung 24 abgetrennt und an die Entlastungsleitung 27 angeschlossen. Der in der zweiten Druckkammer 22 herrschende Fluiddruck entspricht in etwa dem Umgebungsdruck.
Die Druckversorgungseinrichtung 24 umfaßt eine regelbare Hochdruckpumpe 29, die Fluid aus dem Fluidreservoir 28 ansaugt, ein Rückschlagventil 30 und einen Speicher 31 zur Pulsationsdämpfung und Energiespeicherung. An dem Ausgang 241 der Druckversorgungseinrichtung 24, an dem sowohl die Druckleitung 23 als auch das erste Magnetventil 25 angeschlossen ist, steht ein permanenter Hochdruck an, der in die erste Druckkammer 21 eingesteuert ist.
Der Stellkolben 18 des Aktuators 16, der im Ausführungsbeispiel der Fig. 1 als Stufenkolben 32 und in Fig. 2 als mehrteiliger Kolben ausgeführt ist, weist eine schließende Wirkfläche, die zum Schließen des Gaswechselventils 10, also zum Verschieben des Stellkolbens 18 in Ventilschließrichtung, vom Fluiddruck in den Druckkammern 21, 22 beaufschlagt wird, und eine öffnende Wirkfläche, die zum Öffnen des Gaswechselventils 10, also zum Verschieben des Stellkolbens 18 in Öffnungsrichtung des Gaswechselventils 10, vom Fluiddruck in den Druckkammern 21, 22 beaufschlagt ist.. Die beiden Wirkflächen setzen sich aus verschiedenen, am Stellkolben 18 ausgebildeten, vom Fluiddruck in den Druckkammern 21, 22 beaufschlagten Ringflächen zusammen, wie später noch beschrieben wird. Zur Erzielung einer definierten Kinematik des Aktuators 16 beim Öffnen und Schließen des Gaswechselventils 10, die bestimmten Forderungen an das Gaswechselventil 10 genügen muß, ist der Stellkolben 18 derart ausgebildet, daß die Flächengröße der Wirkflächen sich längs des Verschiebewegs des Stellkolbens 18 ändert, und zwar die Flächengröße der öffnenden Wirkfläche beim Verschieben des Stellkolbens 18 zur Erzeugung eines Öffnungshubs am Gaswechselventil 10 und die schließende Wirkfläche beim gegensinnigen Verschieben des Stellkolbens 18 zur Erzeugung einer Schließbewegung des Gaswechselventils 10. Diese für den Aktuator 16 bestehenden Forderungen ist einerseits eine hohe Öffnungskraft zu Beginn des Öffnungshubs, damit ein Druckausgleich zwischen Vorder- und Rückseite des Gaswechselventils 10 stattfinden kann, und andererseits eine deutliche Reduzierung der Verstellkraft nach diesem Bruchteil des Gesamthubs, damit der zum Verstellen des Gaswechselventils erforderliche Energieverbrauch reduziert wird. Des weiteren besteht die Forderung nach einem schnellen Schließen des Gaswechselventils 10, wobei die Auftreffgeschwindigkeit der Ventildichtfläche 14 auf der Ventilsitzfläche 15 aus Geräusch- und Verschleißgründen möglichst klein sein soll.
Diesen Forderungen wird dadurch Rechnung getragen, daß die Ausbildung des Stellkolbens 18 so getroffen ist, daß bei der Verschiebung des Stellkolbens 18 aus seiner Ventilschließstellung heraus, wie sie in Fig. 1 dargestellt ist, die öffnende Wirkfläche im Anfangsbereich des Verschiebewegs größer ist als im übrigen Verschiebeweg und bei der Verschiebung des Stellkolbens 18 aus seiner Ventiloffenstellung heraus die schließende Wirkfläche im Endbereich des Verschiebewegs kleiner ist als im übrigen Verschiebeweg. Diese Ausbildung des Stellkolbens 18 ist bei dem in Fig. 1 gezeigten Stufenkolben 32 dadurch verwirklicht, daß am Stufenkolben 32 vorgesehen sind: ein den größten Durchmesser dl aufweisender mittlerer Kolbenabschnitt 321, jeweils ein am mittleren Kolbenabschnitt 321 nach oben und unten sich fortsetzender innerer Kolbenabschnitt, und zwar ein die erste Druckkammer 21 durchziehender, unterer innerer Kolbenabschnitt 322 mit gegenüber dem Durchmesser dl des mittleren Kolbenabschnitts 321 reduziertem Durchmesser d2 und ein die zweite Druckkammer 22 durchziehender, oberer innerer Kolbenabschnitt 323 mit einem gegenüber dem Durchmesser d2 des unteren inneren Kolbenabschnitts 321 reduzierten Durchmesser d3, sowie jeweils ein am Ende des unteren inneren Kolbenabschnitts 322 und des oberen inneren Kolbenabschnitts 323 sich anschließender äußerer Kolbenabschnitt 324 und 325 mit gegenüber dem angrenzenden inneren Kolbenabschnitt 322 bzw. 323 vergrößertem Durchmesser d4 bzw. d5. Zwischen den inneren und äußeren Kolbenabschnitten 321 und 322, 323 ist jeweils eine Übergangszone 326 und 327 vorhanden, in welcher der Durchmesser vom Durchmesser d2 bzw. d3 des angrenzenden inneren Kolbenabschnitts 322 bzw. 323 zu dem größeren Durchmesser d4 bzw. d5 der äußeren Kolbenabschnitte 324, 325 hin kontinuierlich zunimmt. Anstelle einer - wie in Fig. 1 dargestellt - linearen Zunahme des Durchmessers in den Übergangszonen 326, 327 kann auch eine andere geometrische Gestaltung der Übergangszone 326, 327 vorgenommen werden, um dadurch den hubabhängigen Verlauf der öffnenden und schließenden Wirkfläche zu beeinflussen.
Bei der beschriebenen Ausführung des Stufenkolbens 32 ergibt sich bei der Hubbewegung des Stufenkolbens 32 aus seiner in Fig. 1 dargestellten Schließstellung heraus die öffnende Wirkfläche am Öffnungsanfang aus der Differenz der beiden Ringflächen mit der Ringbreite dl - d3 und der Ringfläche mit der Ringbreite dl - d4. Die öffnende Wirkfläche ist also die resultierende Ringfläche mit der Ringbreite d4 - d3 am Stufenkolben 32. Hat sich nach einem anfänglichen Hub der Stufenkolben 32 soweit verschoben, daß der untere äußere Kolbenabschnitt 324 bzw. die daran angrenzende Übergangszone
326 aus der ersten Druckkammer 21 ausgeschoben ist und der obere äußere Kolbenabschnitt 325 bzw. die obere übergangszone
327 in die erste Druckkammer 22 eintaucht, so wird die öffnende Wirkfläche aus der Differenz der Ringfläche mit der Ringbreite dl - d5 und der Ringfläche mit der Ringbreite dl - d2 gebildet. Die öffnende Wirkfläche ist also die resultierende Ringfläche mit der Ringbreite d2 - d5 am Stufenkolben 32, die bis zum Ende des Öffnungshubs unverändert bleibt. Da die Ringbreite d4 - d3 größer ist als die Ringbreite d2 - d5 wird die öffnende Wirkfläche nach einem Bruchteil des Gesamthubs des Stufenkolbens 32 wesentlich reduziert.
Beim Schließvorgang des Gaswechselventils 10, bei dem sich der Stufenkolben 32 zurück in seine in Fig. 1 dargestellte Ventilschließstellung bewegt, wird die schließende Wirkfläche am Anfang des Schließhubs von der Ringfläche am Stufenkolben 32 mit der Ringbreite dl - d2 gebildet. Vor Ende des Schließhubs taucht die untere Übergangszone 326 und nachfolgen der äußere Kolbenabschnitt 324 in die erste Druckkammer 21 ein, wodurch sich die schließende Wirkfläche auf die Ringfläche mit der Ringbreite dl - d4 reduziert. Die Schließbewegung des Stufenkobens 32 erfolgt somit zunächst mit großer Schließkraft, infolge der größeren schließenden Wirkfläche, und im Endbereich des Schließhubs mit reduzierter Schließkraft, infolge der reduzierten schließenden Wirkfläche. Die Abdichtung der Druckkammern 21, 22 gegenüber dem Stufenkolben 32 erfolgt jeweils mittels einer Hochdruckdichtung 33 bzw. 34, die im Arbeitszylinder 17 gehalten ist und sich an den Stufenkolben 32 anpreßt. Die Hochdruckdichtung 34 der zweiten Druckkammer 22 ist dabei in einem Deckel 35 integriert, der den Arbeitszylinder 17 nach oben hin abschließt. Beim Schließvorgang wird noch ein Sekundäreffekt dadurch erzielt, daß in der zweiten Druckkammer 22 kurz vor Schließende durch Austauchen der Kolbenabschnitte 325 und 327 der Durchmesser des Stellkolbens 32 in der zweiten Druckkammer 22 sich ändert und damit die die zweite Druckkammer 22 begrenzende Stellkolbenfläche sich vergrößert. Dadurch vergrößert sich das Verdrängungsvolumen für den Stellkolben 32 in der zweiten Druckkammer 22, was infolge der Drosselung des Verdrängungsvolumens in dem geöffneten zweiten Magnetventil 26 zu einem schlagartigen Anstieg der der Schließbewegung des Stellkolbens' 22 entgegenwirkenden Gegenkraft führt. Diese Gegenkraft bewirkt ein Abbremsen des Stellkolbens 22 und zusammen mit der reduzierten Schließkraft des Stellkolbens 22 eine deutlich reduzierte Auftreffgeschwindigkeit des Ventilstößels 13 auf der Ventilsitzfläche 14 des Gaswechselventils 10.
Der in Fig. 2 im Längsschnitt schematisch dargestellte Aktuator 16 ist gegenüber dem in Fig. 1 dargestellten und vorstehend beschriebenen Aktuator 16 insofern modifiziert, als die Ausbildung des Stellkolbens 18 so vorgenommen ist, daß bei einer Verschiebung des Stellkolbens 18 aus seiner Ventilschließstellung heraus, wie sie in Fig. 2 dargestellt ist, sich die öffnende Wirkfläche nach mindestens einem vorgegebenen Verschiebeweg um einen vorgegebenen Betrag reduziert und bis zum Hubende konstant bleibt, die schließende Wirkfläche dagegen bei der Verschiebung des Stellkolbens 18 in seine Ventilschließstellung, also über den gesamten Schließhub, konstant bleibt. Das Gaswechselventil 10 wird also mit großer Verschiebekraft schnell geöffnet/r die dann schlagartig abfällt und über den Resthub konstant bleibt. Der Aktuator 16 gemäß Fig. 2 kann anstelle des Aktuators 16 in Fig. 1 in die dort beschriebene Vorrichtung zur Steuerung eines Gaswechselventils 10 im
Verbrennungszylinder 11 einer Brennkraftmaschine eingesetzt werden, wobei die Anschlüsse der Anschlußstutzen 211, 221 und 222 des Arbeitszylinders 17 wie in Fig. 1 dargestellt in die Steuerungsvorrichtung eingebunden werden. Bauteile des Aktuators 16 in Fig. 2, die mit Bauteilen des Aktuators 16 in Fig. 1 übereinstimmen, sind mit gleichen Bezugszeichen versehen, so daß insoweit die zu Fig. 1 gemachten Ausführungen auch bei dem Aktuator 16 gemäß Fig. 2 entsprechend zutreffen.
Die vorerwähnte, modifizierte Ausbildung des Stellkolbens 18 mit der hubabhängigen Veränderung der öffnenden Wirkfläche wird dadurch erreicht, daß der Stellkolben 18 mehrteilig ausgebildet ist und im Ausführungsbeispiel der Fig. 2 zwei Teilkolben 36 und 37 aufweist. Die beiden Teilkolben 36, 37 weisen unterschiedliche axiale Längen auf und sind konzentrisch und relativ zueinander verschiebbar so ineinandergesetzt , daß beide Teilkolben 36, 37 die zweite Druckkammer 22 begrenzen und nur der innere Teilkolben 36 die erste Druckkammer 21 begrenzt. Der Arbeitszylinder 17 ist stufig ausgebildet, wobei der obere Zylinderabschnitt 172 mit größerem Durchmesser beide Teilkolben 36, 37 aufnimmt und der untere Zylinderabschnitt 171 des Arbeitszylinders 17 nur den inneren Teilkolben 36 führt. Der kürzere äußere Teilkolben 37 ist im oberen Abschnitt 172 des Arbeitszylinders 17 einerseits vom Arbeitszylinder 17 und andererseits von einem am inneren Teilkolben 36 ausgebildeten Führungsabschnitt 361 mit etwas vergrößertem Durchmesser geführt, während der längere innere Teilkolben 36 im unteren Zylinderabschnitt 171 des Arbeitszylinders geführt ist. Durch einen von der Zylinderwand des Arbeitszylinders 17 gebildeten Anschlag 38 wird der Verschiebeweg des äußeren Teilkolbens 37 auf den Verschiebeweg Si begrenzt, während der Verschiebeweg des längeren inneren Teilkolbens 36 dem Gesamthub Si + s2 des Stellkolbens 18 entspricht. Der innere Teilkolben 36 ist entweder einstückig mit einer Kolbenstange 39 ausgeführt, wie dies in Fig. 2 dargestellt ist, oder ist als Ringkörper auf die Kolbenstange 39 aufgepreßt. Die Kolbenstange 39 tritt über abgedichtete Öffnungen 40, 41 aus dem Arbeitszylinder 17 aus. An der Kolbenstange 39 ist der Ventilstößel 13 festgelegt. Alternativ kann die Kolbenstange 39 vom Ventilstößel 13 selbst gebildet werden.
Bei der Verschiebung des Stellkolbens 18 aus seiner in Fig. 2 dargestellten Ventilschließstellung heraus in Ventilöffnungsrichtung, was durch Einsteuern von Fluiddruck in die zweite Druckkammer 22 bewirkt wird, werden beide Teilkolben 36, 37 vom Druck in der zweiten Druckkammer 22 beaufschlagt und zusammen verschoben. Die öffnende Wirkfläche des Stellkolbens 18 setzt sich aus den die zweite Druckkammer 22 begrenzenden, beiden ringförmigen Stirnflächen der beiden Teilkolben 36, 37 zusammen und ist maximal. Hat der Stellkolben 18 den Hubweg 3χ zurückgelegt, so stößt der äußere Teilkolben 37 an dem Anschlag 38 an und nimmt an der weiteren Verschiebebewegung des Stellkolbens 18 nicht mehr teil. Die öffnende Wirkfläche des Stellkolbens 18 ist damit auf die vom Fluiddruck beaufschlagte Stirnfläche des inneren Teilkolbens 36 reduziert, so daß die Stellkraft des Aktuators 16 verkleinert wird und der Energiebedarf des Aktuators 16 bei der weiteren Öffnung des Gaswechselventils 10 sinkt.
Wird nach Erreichen der Öffnungsstellung des Gaswechselventils 10 der Schließvorgang durch Entlasten der ersten Druckkammer 22 eingeleitet, so wird nach Zurücklegen des Verschiebewegs s2 durch den inneren Teilkolben 36 ein Mitnehmer 42 zwischen den beiden Teilkolben 36, 37 wirksam, und der äußere Teilkolben 37 wird über den Verschiebeweg Si vom inneren Teilkolben 36 bis in die Schließstellung des Stellkolbens 18 mitgenommen. Der Mitnehmer 42 ist durch einen an der Innenseite des äußeren Teilkolbens 37 radial vorspringenden Ringsteg 43 realisiert, an dem der im Durchmesser vergrößerte Führungsabschnitt 361 des inneren Teilkolbens 36 anschlägt. Um das Abführen von Fluid, das zwischen den beiden Teilkolben 36, 37 hindurchtritt, aus dem oberen Abschnitt 172 des Arbeitszylinders 17 sicherzustellen, ist am Übergang zwischen den beiden Abschnitten 172, 171 des Arbeitszylinders 17 eine im oberen Abschnitt 172 des Arbeitszylinders 17 mündende Leckagebohrung 44 in der Gehäusewand des Arbeitszylinders 17 vorgesehen, über die die Fluidleckage durch eine Rückführleitung 45 wieder dem Fluidreservoir 28 zugeführt wird. In Weiterbildung des beschriebenen Stellkolbens 18 kann dieser auch aus mehr als nur zwei Teilkolben zusammengesetzt werden. Die einzelnen Teilkolben haben dann wiederum verschiedene Längen und werden durch entsprechende Festlegung ihrer Hubwege bei der weiteren Verschiebung des Stellkolbens 18 wirkungslos, so daß die öffnende Wirkfläche des Stellkolbens 18 sich über dessen Gesamthub mehrmals ändert.

Claims

Ansprüche
1. Hydraulisch gesteuerter Aktuator zur Betätigung eines Ventils, insbesondere eines Gaswechselventils in einem Verbrennungszylinder einer Brennkraftmaschine, mit zwei fluidgefüllten Druckkammern' (21, 22), deren Kammervolumen steuerbar ist, und mit einem auf das Ventil (10) wirkenden, aus einer Ventilschließstellung in eine Ventiloffenstellung und umgekehrt verschiebbaren Stellkolben (18), der mit voneinander abgekehrten Kolbenseiten die Druckkammern (21, 22) begrenzt und eine zum Schließen des Ventils (10) vom Fluiddruck in den Druckkammern (21,.22) beaufschlagte schließende Wirkfläche und eine zum Öffnen des Ventils (10) vom Fluiddruck in den Druckkammern (21, 22) beaufschlagte öffnende Wirkfläche aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß der Stellkolben (18) derart ausgebildet ist, daß die Flächengröße mindestens einer der beiden Wirkflächen sich längs des Verschiebewegs des Stellkolbens (18) ändert.
2. Aktuator nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die den Stellkolben (18) in einer das Ventilschließen bewirkenden Verschieberichtung mit Fluiddruck beaufschlagende erste Druckkammer (21) permanent mit einem unter Druck stehenden Fluid gefüllt ist und die den Stellkolben (18) in einer das Ventilöffnen bewirkenden Verschieberichtung mit Fluiddruck beaufschlagende zweite Druckkammer (22) wechselweise mit unter Druck stehendem Fluid füllbar und wieder entlastbar ist.
3. Aktuator nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausbildung des Stellkolbens (18) so vorgenommen ist, daß bei einer Verschiebung des Stellkolbens (18) aus seiner Ventilschließstellung heraus sich die öffnende Wirkfläche nach mindestens einem vorgegebenen Verschiebeweg um einen vorgegebenen Betrag reduziert.
4. Aktuator nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Stellkolben (18) mehrteilig ist und aus konzentrischen, relativ zueinander verschiebbaren Teilkolben (36, 37) mit unterschiedlichen axialen Längen besteht, die so ineinander gesetzt sind, daß die zweite Druckkammer (22) von allen und die erste Druckkammer (21) nur von einem Teil der Teilkolben (36, 37) begrenzt ist, und daß die Verschiebewege der nicht die erste Druckkammer (21) begrenzenden Teilkolben (37) stufenweise gegenüber dem Gesamtverschiebeweg des Stellkolbens (18) reduziert sind.
5. A.ktuator nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet r daß im Verschiebeweg der Teilkolben (37) jeweils ein den Verschiebeweg blockierender Anschlag (38) angeordnet ist, an dem der zugeordnete Teilkolben (37) nach Zurücklegen seines reduzierten Verschiebewegs (sl) anschlägt.
6. Aktuator nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den Teilkolben (36, 37) Mitnehmer (42) vorhanden sind, die bei der Verschiebung des Stellkolbens (18) aus seiner Ventiloffenstellung in seine Ventilschließstellung wirksam sind.
7. Aktuator nach einem der Ansprüche 4 - 6, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem aus zwei Teilkolben (36, 37) zusammengesetzten Stellkolben (18) der äußere Teilkolben (37) die kleinere axiale Länge aufweist und daß der innere Teilkolben (36) in einem durchmesserkleineren Abschnitt (171) eines Arbeitszylinders (17) und der äußere Teilkolben (37) auf dem inneren Teilkolben (36) und in einem durchmessergrößeren Abschnitt (172) eines Arbeitszylinders (17) geführt ist.
8. Aktuator nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß am Übergang des durchmessergrößeren Abschnitts (172) zum durchmesserkleineren Abschnitt (171) des Arbeitszylinders (17) eine im durchmessergrößeren Abschnitt (172) mündende Leckagebohrung (44) in den Arbeitszylinder (17) eingebracht ist.
9. Aktuator nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausbildung des Stellkolbens (18) so getroffen ist, daß bei der Verschiebung des Stellkolbens (18) aus seiner Ventilschließstellung heraus die öffnende Wirkfläche im Anfangsbereich des Verschiebewegs größer ist als im folgenden Verschiebeweg und bei Verschiebung des Stellkolbens (18) aus seiner Ventiloffenstellung heraus die schließende Wirkfläche im Endbereich des Verschiebewegs kleiner ist als im vorangegangenen Verschiebeweg .
10. A.ktuator nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Stellkolben (18) als Stufenkolben (32) mit mehreren Kolbenabschnitten (321 - 325) unterschiedlichen Durchmessers (dl - d5) ausgebildet ist.
11. Aktuator nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Stellkolben (18) einen den größten Durchmesser (dl) aufweisenden mittleren Kolbenabschnitt (321), einen sich am mittleren Kolbenabschnitt (321) fortsetzenden, die erste Druckkammer (21) durchziehenden, unteren inneren •Kolbenabschnitt (322) mit demgegenüber kleinerem Durchmesser (d2), einen sich vom mittleren Kolbenabschnitt (321) fortsetzenden, die zweite Druckkammer (22) durchziehenden, oberen inneren Kolbenabschnitt (323) mit gegenüber dem Durchmesser (d2) des unteren inneren Kolbenabschnitts (322) reduziertem Durchmesser (d3) und jeweils einen am Ende der inneren Kolbenabschnitte (322, 323) angeordneten äußeren Kolbenabschnitt (324 bzw. 325) aufweist, dessen Durchmesser (d4 bzw. d5) größer ist als der Durchmesser
(d2 bzw. d3) des angrenzenden inneren Kolbenabschnitts
(322 bzw. 323) .
12. Aktuator nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die äußeren Kolbenabschnitte (324, 325) so am Stellkolben (18) angeordnet sind, daß mit Beginn der Verschiebung des Stellkolbens (18) aus seiner Ventilschließstellung heraus der untere äußere Kolbenabschnitt (324) aus der ersten Druckkammer (21) zunehmend austritt und nach einem festgesetzten Verschiebeweg der obere äußere Kolbenabschnitt (327) in die zweite Druckkammer (22) zunehmend eintaucht und daß gegen Ende der Verschiebung des Stellkolbens (18) aus seiner Ventiloffenstellung heraus der untere äußere Kolbenabschnitt (324) in die erste Druckkammer (21) zunehmend eintaucht.
13. Aktuator nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß am Stellkolben (18) zwischen jedem äußeren und inneren Kolbenabschnitt (324, 322 bzw. 323, 325) eine Übergangszone (326 bzw. 327) vorgesehen ist, deren Durchmesser linear oder einer anderen Gesetzmäßigkeit folgend von dem Durchmesser (d2 bzw. d3) des inneren Kolbenabschnitts (322 bzw. 323) zu dem Durchmesser (d4 bzw. d5) des äußeren Kolbenabschnitts
(324, 325) stetig anwächst.
14. Aktuator nach einem der Ansprüche 10 - 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Stellkolben (18) mit seinem mittleren Kolbenabschnitt (321) in einem die Druckkammern (21, 22) ausbildenden Arbeitszylinder (17) axial verschieblich geführt ist und daß im Austauchbereich des Stellkolbens (18) aus den beiden Druckkammern (21, 22) der Stellkolben (18) durch jeweils eine im Arbeitszylinder (17) festgelegte, sich an den Stellkolben (18) anpressende Hochdruckdichtung (33, 34) hindurchgeführt ist.
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