WO2006048100A1 - Variabler ventiltrieb einer brennkraftmaschine - Google Patents

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WO2006048100A1
WO2006048100A1 PCT/EP2005/010943 EP2005010943W WO2006048100A1 WO 2006048100 A1 WO2006048100 A1 WO 2006048100A1 EP 2005010943 W EP2005010943 W EP 2005010943W WO 2006048100 A1 WO2006048100 A1 WO 2006048100A1
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valve
piston
hydraulic
internal combustion
combustion engine
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PCT/EP2005/010943
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Volker Schmidt
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Schaeffler Kg
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    • 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
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • F01L13/0031—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque by modification of tappet or pushrod length
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/20—Adjusting or compensating clearance
    • F01L1/22—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically
    • F01L1/24—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically
    • F01L1/2405—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically by means of a hydraulic adjusting device located between the cylinder head and rocker arm
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
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    • Y10T74/21—Elements
    • Y10T74/2101—Cams
    • Y10T74/2107—Follower

Definitions

  • the invention relates to a variable valve train of an internal combustion engine for actuating a gas exchange valve. Its movement follows a stroke of a cam and a stroke of the cam superimposed and independent of the stroke of the cam stroke of a piston of a hydraulic Kraftaufbring ⁇ device.
  • This is connected to a hydraulic medium line with adjustable hydraulic medium pressure and has a pressure chamber acting upon the piston as well as a hydraulic valve clearance compensation device with a work space radially delimited by a housing.
  • DE 43 18 293 A1 discloses a hydraulic force application device on a drag lever drive with a pivot bearing, the one of a
  • Cam operated drag lever pivotally supports in the direction of actuation of the gas exchange valve.
  • the hydraulic force application device expands the functionality of a hydraulic valve lash adjuster by a hydraulic stroke, which is variably adjustable and is superimposed on the predetermined by the cam mechanical stroke on the gas exchange valve.
  • this superimposition reduces the gas exchange valve lift with regard to the maximum stroke and / or opening duration up to the complete stop of the gas exchange valve.
  • the overlapping of the hydraulic and the mechanical stroke also makes it possible to expand the stroke generated by the cam in terms of an earlier opening time or a later closing time or an increased maximum travel or combinations.
  • the present invention is therefore the object of a valvetrain of the type mentioned in such a way that the disadvantages are avoided.
  • the hydraulic force application device should therefore be distinguished firstly by minimal space requirement and thus also be usable in modern space-constrained internal combustion engines.
  • their moving components should have the lowest possible mass in order to be able to actuate the gas exchange valve with the highest possible acceleration values.
  • the force application device should be able to be produced as inexpensively as possible with low complexity.
  • the housing also serves to radially limit the pressure chamber.
  • the hydraulic force application device is thus designed such that the working space of the hydraulic valve clearance compensation device and the pressure chamber are radially bounded by a common housing. This eliminates the need for a separate outer housing, the wall thickness would lead to a significant increase in diameter and length of the force application device. Their minimal space requirement thus enables an excellent adaptability of the valve drive according to the invention in already existing internal combustion engines. At the same time, cost-effective manufacturability is given by the low complexity of the hydraulic force application device.
  • the mass of the moving components is low, so that good acceleration values can be achieved when the gas exchange valve is actuated.
  • the expenditure for generating the hydraulic drive power can be maintained at a low level with regard to a good efficiency of the internal combustion engine.
  • a particularly advantageous embodiment of the valve train according to the invention provides according to claim 2, that the pressure chamber of the piston and a piston facing the first end side of a longitudinally movably guided in the housing compensating piston of the hydraulic valve play compensation device is axially limited.
  • the working space of the hydraulic valve clearance compensation device is arranged separately from the pressure chamber and is axially bounded by a second end face of the balance piston facing away from the piston.
  • the fact that the working space is not extended by the volume of the hydraulic medium line, results in an excellent rigidity of the hydraulic valve lash adjuster.
  • proven components of conventional high-volume technology can be used. Thus, it is possible, for example, to continue to use the return spring of the hydraulic valve lash adjuster which is designed for the comparatively small stroke of the balance piston.
  • the pressure chamber is identical to the working chamber of the hydraulic valve compensation device.
  • the piston can be used as a large-volume hydraulic fluid reservoir for supplying the working space of the hydraulic valve clearance compensation device.
  • it can be advantageous in terms of manufacturing technology to produce the piston in one piece together with the compensation piston.
  • the hydraulic valve clearance compensation device is connected to an independent of the hydraulic medium line hydraulic fluid supply according to claim 5.
  • Such a division of the hydraulic supply is in particular Petrovanes Ltd if not every gas exchange valve of the internal combustion engine is additionally actuated by a hydraulic force application device and a hydraulic fluid supply already exists anyway for the supply of adjacent, and exclusively cam-actuated valve trains.
  • the valve train should allow at least one secondary stroke of the gas exchange valve during a lift-free base circle phase of the cam according to claim 6. This results in advantageous ways to recirculate exhaust gas in high volumes and precisely adjustable dosage internally.
  • This form of exhaust gas recirculation is in particular the basis for operation of the internal combustion engine with homogeneous and self-igniting charge.
  • HCCI Homogeneous Charge Compression Ignition
  • HCCI Homogeneous Charge Compression Ignition
  • the combustion process in the HCCI process is essentially determined by controlling the charge composition and the charge temperature profile.
  • a very effective means for increasing the charge temperature is the increase of the residual gas content, ie the increase of the content of not flushed or flushed and recirculated into the cylinder exhaust gas of the previous combustion cycle in the cylinder charge for the next combustion cycle.
  • the residual gas content on the operating point of the internal combustion engine must be fully variable, with residual gas quantities of 60% of the cylinder charge and more may be required. Residual gas components can no longer be provided at this altitude via internal exhaust gas recirculation by conventional valve overlap or via a device for external exhaust gas recirculation.
  • the HCCI process with unacceptable combustion processes is extremely sensitive to changes in the charge shadow, so that in addition to the provision of residual gas in the required Men ⁇ ge also a Verbrennungszyklustreue, high-precision and zylinderindividuel ⁇ le dosage of the residual gas content is required.
  • the secondary stroke is carried out according to claim 7, preferably on an outlet valve.
  • exhaust gas which has already been ejected into the exhaust passage is sucked back into the combustion chamber via the then opened exhaust valve during the intake stroke of the internal combustion engine.
  • the valve train according to the invention as an engine brake, in particular for air-compressing internal combustion engines, for safety-relevant supplementation of the service brake.
  • engine brakes are usually used as a continuous brake in commercial vehicles and are based on the principle that the Schlepp ⁇ moment of the in-overrun and not fired internal combustion engine by increasing the charge exchange work can be significantly increased and the vehicle is braked.
  • the exhaust valve is opened again during the compression phase, so that the cylinder charge is not compressed gas-spring-like, but is pushed into the outlet channel by applying Ausschiebearbeit.
  • exhaust gas recirculation it may also be expedient, according to claim 8, for the secondary stroke to take place at an inlet valve.
  • exhaust gas is expelled into the intake passage in the exhaust stroke of the internal combustion engine when the intake valve is again opened and sucked back into the combustion chamber during the intake stroke.
  • valve train is proposed in claim 9, wherein the valve drive as a drag lever drive and the hydraulic Kraftauf ⁇ bring Rhein are designed as a pivot bearing.
  • the lubricating oil of the internal combustion engine is used according to claim 10 for the sake of simplicity. Conversely, however, it is also conceivable to use any other suitable fluids in a hydraulic fluid circuit which would then have to be separated from the lubricating oil circuit of the internal combustion engine.
  • valve drive according to the invention is illustrated by way of example with reference to a drag lever drive with two differently designed pivot bearings of the hydraulic force application device. Show it:
  • FIG. 1 shows the drag lever drive with the gas exchange valve closed, with a first longitudinally cut pivot bearing
  • FIG. 2 shows an enlarged view of the pivot bearing according to FIG. 1,
  • FIG. 3 shows the drag lever drive with the gas exchange valve closed, with a second longitudinally cut pivot bearing
  • Figure 4 is an enlarged view of the pivot bearing according to
  • FIG. 3 Detailed description of the drawings
  • valve drive 1 is disclosed on the example of a drag lever drive 2 with a pivot bearing 3a as part of a hydraulic force application device 4a.
  • a gas exchange valve 5 which is actuated by a cam follower 6 by a cam 7 in the opening direction.
  • the drag lever 6 is mounted on the pivot bearing 3a in the direction of actuation of the gas exchange valve 5 and has a rotatably mounted roller 8 as low-friction contact surface 9 to the cam 7.
  • the cam 7 has a cam elevation phase 10, which generates a hub on Gas ⁇ exchange valve 5, and a stroke-free base circle phase 11.
  • a piston 14 with an outer circumferential surface 15 and a compensating piston 16 with an outer circumferential surface 17 are longitudinally movably guided.
  • a first end portion 18 of the piston 14 is a first end face 19 of the balance piston 16 zu ⁇ turned, while a second end portion 20 of the piston 14 is designed to schwenk ⁇ movable mounting of the finger lever 6 spherical.
  • a second, the piston 14 facing away from end face 21 of the balance piston 16 defines a working space 22a of a hydraulic valve play compensation device 23a.
  • the piston 14 is spaced apart from the first end face 19 of the compensating piston 16 and delimits, together with the latter, a pressure chamber 24a of the hydraulic force application device 4a that is variable in volume.
  • the valve lash adjuster 23a communicates with a hydraulic fluid supply "S-LA".
  • the compensating piston 16 is expediently designed as a hollow body 25 in order to separate the pressure chamber 24a from the working chamber 22a of the valve lash adjuster 23a and at the same time to create a hydraulic fluid reservoir 26 for the working chamber 22a.
  • the pressure chamber 24a is connected via at least one passage opening 27 in the housing 13a to a hydraulic fluid line "SP", whose hydraulic fluid pressure is adjustable.
  • the pivot bearing 3a assumes a basic position "A", in which the piston 14 rests with its first end section 18 on the first end face 19 of the compensating piston 16.
  • the gas exchange valve 5 is closed, since at the same time the cam 7 rests with its base circle phase 11 on the roller 8.
  • the hydraulic force application device 4a generates a stroke of the gas exchange valve 5 superimposed on the stroke of the nozzle 7, in that the volume of the pressure chamber 24a is increased by increasing the hydraulic fluid pressure in the hydraulic transmission line "S-P".
  • the piston 14 is spaced from the balance piston 16 and actuates the drag lever 6 independently of the stroke of the cam 7 in the opening direction of the gas exchange valve 5.
  • This situa ⁇ tion is shown in Fig. 2 for a stroke position "B" of the piston 14.
  • This passage 28 can be configured as an indentation 29 which interrupts an end face 30, which is essentially parallel to the first end face 19 of the compensating piston 16, of the first end section 18 of the piston 14.
  • Figures 3 and 4 disclose the valve gear 1 according to the invention with a pivot bearing 3b, which differs from the pivot bearing 3a of Figures 1 and 2 substantially by the merger of a working chamber 22b of a valve clearance compensation device 23b with a pressure chamber 24b of a hydraulic force application device 4b.
  • the following statements are therefore limited to the representation of the essential differences in characteristics between the two embodiments.
  • the pivot bearing 3b is shown in a basic position "C".
  • the basic position "C” corresponds to a mounting position of the hydraulic valve clearance compensation device 23b and is characterized in that an end face 31 of a piston 32 facing away from the drag lever 6 is slightly spaced from a shoulder 33 of a housing 13b.
  • the piston 32 serves for axially delimiting the work space 22b which is identical to the pressure chamber 24b.
  • the working space 22b is also connected to the hydraulic medium line "S-P" via a passage opening 27 in the housing 14b for the purpose of changing the volume of the pressure chamber 24b.
  • the piston 32 is shown in Figures 3 and 4 as a one-piece piston 32, which also serves for the pivotable mounting of the finger lever 6. Equally, however, the use of a multi-part piston is possible, with an upper part of the drag lever 6 superimposed and a lower part for limiting the working space 22b common pressure chamber 24b is used.
  • the pivot bearing 3b at a stroke position "D" with significantly ver ⁇ insulatedtem distance of the end face 31 of the piston 32 to the shoulder 33 of the Ge housing 13b shown.
  • the hydraulic medium line "SP” is again operated as a drain line.
  • the hydraulic fluid line "SP” is to be closed at the pivot bearing 3b at the latest when the cam elevation phase 11 engages the roller 8, in order to maintain the function of the valve lash adjuster 23b.
  • valve clearance compensation device 23b can finally take place in a known manner via a check valve 34, which connects the hydraulic medium supply "S-LA” independent of the hydraulic medium line "S-P" to the working space 22b.
  • valve train 1 has been explained using the example of a drag lever valve drive 2 as a preferred embodiment.
  • the idea of the invention can equally be implemented in other valve train designs, such as, for example, cup drives or pushrod drives.
  • the scope of the invention should also include valve trains, which are designed to be switchable by means of coupling means, in order to selectively transfer strokes of a plurality of cams as a function of the coupling state to the gas exchange valve 6. This applies equally to valve trains which continuously vary the stroke of the gas exchange valve 6 by means of a cam and further adjusting elements.

Abstract

Die Erfindung betrifft einen variablen Ventiltrieb (1) einer Brennkraftmaschine zur Betätigung eines Gaswechselventils (5). Dessen Bewegung folgt einem Hub eines Nockens (7) sowie einem dem Hub des Nockens (7) überlagerten und vom Hub des Nockens (7) unabhängigen Hub eines Kolbens (14, 32) einer hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung (4a, 4b). Diese ist mit einer Hydraulikmittelleitung (S-P) mit einstellbarem Hydraulikmitteldruck verbunden und weist einen den Kolben (14, 32) beaufschlagenden Druckraum (24a, 24b) sowie eine hydraulische Ventilspielausgleichsvorrichtung (23a, 23b) mit einem von einem Gehäuse (13a, 13b) radial begrenzten Arbeitsraum (22a, 22b) auf. Dabei soll das Gehäuse (13a, 13b) gleichzeitig zur radialen Begrenzung des Druckraums (24a, 24b) dienen.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Variabler Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft einen variablen Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine zur Betätigung eines Gaswechselventils. Dessen Bewegung folgt einem Hub eines Nockens sowie einem dem Hub des Nockens überlagerten und vom Hub des Nockens unabhängigen Hub eines Kolbens einer hydraulischen Kraftaufbring¬ einrichtung. Diese ist mit einer Hydraulikmittelleitung mit einstellbarem Hydrau¬ likmitteldruck verbunden und weist einen den Kolben beaufschlagenden Druck¬ raum sowie eine hydraulische Ventilspielausgleichsvorrichtung mit einem von einem Gehäuse radial begrenzten Arbeitsraum auf.
Hintergrund der Erfindung
Gattungsgemäße Ventiltriebe sind im Stand der Technik bekannt. So offenbart beispielsweise die DE 43 18 293 A1 eine hydraulische Kraftaufbringeinrichtung an einem Schlepphebeltrieb mit einem Schwenklager, das einen von einem
Nocken betätigten Schlepphebel in Betätigungsrichtung des Gaswechselventils schwenkbar lagert. Die hydraulische Kraftaufbringeinrichtung erweitert dabei die Funktionalität einer hydraulischen Ventilspielausgleichsvorrichtung um ei- nen hydraulischen Hub, der variabel einstellbar ist und dem von dem Nocken vorgegebenen mechanischen Hub am Gaswechselventil überlagert wird. Durch diese Überlagerung ist einerseits eine Reduzierung des Gaswechselventilhubs bezüglich Maximalhub und/oder Öffnungsdauer bis hin zur vollständigen Stillie¬ gung des Gaswechselventils möglich. Andererseits ist durch die Überlagerung des hydraulischen und des mechanischen Hubs auch eine Erweiterung des vom Nocken erzeugten Hubs im Sinne eines früheren Öffnungszeitpunkts oder eines späteren Schließzeitpunkts oder eines erhöhten Maximalhubs oder Kom¬ binationen dergleichen möglich.
Zur Umsetzung dieser Funktionalität schlägt die oben genannte Schrift die Verwendung eines im wesentlichen herkömmlichen, dem Fachmann geläufigen Schwenklagers mit hydraulischem Ventilspielausgleich vor. Dieses Schwenkla¬ ger ist in einem zusätzlichen Außengehäuse, das in einer Ausnehmung der Brennkraftmaschine gelagert ist, längsbeweglich geführt. Dabei umfasst eine Unterseite des Schwenklagers gemeinsam mit einer Innenwand des Außenge¬ häuses einen Druckraum, der mit einer im Druck einstellbaren Hydraulikmittel- leitung verbunden ist.
Obwohl die Verwendung eines herkömmlichen Schwenklagers, das aufgrund geänderter Bewegungs- und Einbauverhältnisse gegebenenfalls zu modifizie¬ ren ist, akzeptable Herstellkosten der hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung verspricht, ist einerseits der erhöhte Bauraumbedarf bezüglich Durchmesser und Länge durch Hinzufügen einer weiteren Wandstärke nachteilig. Eine derar¬ tige Durchmesser- und Längenerweiterung ist insbesondere bei modernen bau- raumbeengten Brennkraftmaschinen als kritisch zu bewerten, da die Wandstär¬ ken zwischen der Aufnahmebohrung zur Lagerung des Schwenklagers und angrenzenden Hohlräumen wie beispielsweise Ladungswechsel- und Kühlwas¬ serkanäle oder Zündkerzenschächte bereits klein sind und wenig Spielraum für eine Durchmesser- oder Längenerweiterung der Aufnahmebohrung zulassen.
Ein weiterer nachteiliger Aspekt, der sich bei Verwendung eines derartigen Schwenklagers ergibt, ist die Erhöhung der Masse der bewegten Ventiltriebs¬ bauteile. So ist es bei einer hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung nach der zitierten Schrift erforderlich, dass das Schwenklager vollständig an dem hydrau- lischen Hub, der mitunter durch hohe Beschleunigungswerte gekennzeichnet ist, teilnehmen muss. Die mitbewegte Masse des Schwenklagers bedingt somit entweder eine Beschränkung dieser Beschleunigungen auf Werte, die die Qua¬ lität des Ladungswechsels verschlechtern, oder es ist zur Erzielung hoher Be- schleunigungswerte des hydraulischen Hubs eine hohe hydraulische Antriebs¬ leistung erforderlich. Letztere muss jedoch in direkter oder indirekter Weise von der Brennkraftmaschine selber aufgebracht werden und ist im Hinblick auf eine tolerierbare Reibleistungszunahme der Brennkraftmaschine auf ein Minimum zu beschränken.
Die beschriebenen Nachteile gelten im übrigen nicht nur für den zitierten Schlepphebeltrieb, sondern auch für andere Ventiltriebsbauformen. Dies trifft in verstärktem Maße für Ventiltriebe zu, bei denen die Komponenten der hydrauli¬ schen Kraftaufbringeinrichtung auch dem mechanischen Hub des Nockens folgen, wie es beispielsweise bei Tassenstößeltrieben der Fall wäre. Insofern würde sich hierbei besonders eine Erhöhung der bewegten Masse nachteilig auf die erzielbaren Beschleunigungswerte des Ventiltriebs auswirken.
Aufgabe der Erfindung
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, einen Ventiltrieb der eingangs genannten Art so fortzubilden, dass die aufgezeigten Nachteile vermieden werden. Die hydraulische Kraftaufbringeinrichtung soll sich also zum einen durch minimalen Bauraumbedarf auszeichnen und somit auch in moder¬ nen bauraumbeengten Brennkraftmaschinen einsetzbar sein. Zum anderen sollen deren bewegte Komponenten eine möglichst geringe Masse aufweisen, um das Gaswechselventil mit möglichst hohen Beschleunigungswerten betäti¬ gen zu können. Die Kraftaufbringeinrichtung soll schließlich bei niedriger Kom- plexität so kostengünstig wie möglich herstellbar sein. Zusammenfassung der Erfindung
Die Lösung dieser Aufgabe ergibt sich aus den Merkmalen des Anspruchs 1 , während vorteilhafte Weiterbildungen und Ausgestaltungen den Unteransprü- chen entnehmbar sind.
Demnach wird die Aufgabe dadurch gelöst, dass das Gehäuse gleichzeitig zur radialen Begrenzung des Druckraums dient. Bei dem erfindungsgemäßen Ven¬ tiltrieb ist die hydraulische Kraftaufbringeinrichtung also derart ausgebildet, dass der Arbeitsraum der hydraulischen Ventilspielausgleichsvorrichtung und der Druckraum von einem gemeinsamen Gehäuse radial begrenzt sind. Da¬ durch entfällt die Notwendigkeit eines separaten Außengehäuses, dessen Wandstärke zu einer erheblichen Zunahme von Durchmesser und Länge der Kraftaufbringeinrichtung führen würde. Deren minimaler Bauraumbedarf ermög- licht somit eine hervorragende Adaptierbarkeit des erfindungsgemäßen Ventil¬ triebs in bereits bestehende Brennkraftmaschinen. Gleichzeitig ist durch die niedrige Komplexität der hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung eine kosten¬ günstige Herstellbarkeit gegeben.
Aufgrund der kleinen Bauteileanzahl der Kraftaufbringeinrichtung ist überdies die Masse derer bewegten Komponenten gering, so dass gute Beschleuni¬ gungswerte bei der Betätigung des Gaswechselventils erzielbar sind. Gleichzei¬ tig kann der Aufwand zur Erzeugung der hydraulischen Antriebsleistung im Hin¬ blick auf einen guten Wirkungsgrad der Brennkraftmaschine auf einem niedri- gen Niveau gehalten werden.
Eine besonders vorteilhafte Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Ventiltriebs sieht nach Anspruch 2 vor, dass der Druckraum von dem Kolben und einer dem Kolben zugewandten ersten Stirnseite eines im Gehäuse längsbeweglich geführten Ausgleichskolbens der hydraulischen Ventilspielausgleichsvorrich- tung axial begrenzt ist. Dabei ist der Arbeitsraum der hydraulischen Ventilspielausgleichsvorrichtung zum Druckraum getrennt angeordnet und wird von einer dem Kolben abge¬ wandten zweiten Stirnseite des Ausgleichskolbens axial begrenzt. Dadurch, dass der Arbeitsraum nicht um das Volumen der Hydraulikmittelleitung erweitert ist, ergibt sich eine hervorragende Steifigkeit der hydraulischen Ventilspielaus- gleichsvorrichtung. Schließlich kann auf bewährte Komponenten herkömmlicher Großserientechnologie zurückgegriffen werden. So ist es beispielsweise mög¬ lich, die auf den vergleichsweise geringen Hub des Ausgleichskolbens ausge¬ legte Rückstellfeder der hydraulischen Ventilspielausgleichsvorrichtung weiter- hin zu verwenden.
Eine bevorzugte Ausgestaltung des gemäß Anspruch 2 ausgebildeten Ventil¬ triebs sieht nach Anspruch 3 vor, dass der Ausgleichskolben als Hohlkörper ausgebildet ist. Hierdurch ist ein ausreichend großes Reservoir für Hydraulik- mittel geschaffen, das insbesondere beim Ausfahren des Ausgleichskolbens aus einer abgesunkenen Position in dessen Arbeitsposition, wie es beim Start der Brennkraftmaschine auftreten kann, in entsprechend großer Menge in den Arbeitsraum nachgesaugt werden muss.
Alternativ zu Anspruch 2 kann es laut Anspruch 4 aber auch zweckmäßig sein, dass der Druckraum identisch mit dem Arbeitsraum der hydraulischen Ventil- spielausgleichsvorrichtung ist. Ein Vorteil dieser Ausgestaltung ist zum einen, dass der Kolben als großvolumiges Hydraulikmittelreservoir zur Versorgung des Arbeitsraum der hydraulischen Ventilspielausgleichsvorrichtung genutzt werden kann. Zum anderen kann es fertigungstechnisch vorteilhaft sein, den Kolben gemeinsam mit dem Ausgleichskolben einteilig herzustellen.
Bei einer hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung gemäß Anspruch 4 soll nach Anspruch 5 die hydraulische Ventilspielausgleichsvorrichtung mit einer von der Hydraulikmittelleitung unabhängigen Hydraulikmittelversorgung verbunden ist. Eine solche Aufteilung der hydraulischen Versorgung ist insbesondere dann mehraufwandsfrei, wenn nicht jedes Gaswechselventil der Brennkraftmaschine zusätzlich von einer hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung betätigt ist und eine Hydraulikmittelversorgung bereits ohnehin zur Versorgung benachbarter, und ausschließlich nockenbetätigter Ventiltriebe existiert.
Der Ventiltrieb soll gemäß Anspruch 6 zumindest einen Sekundärhub des Gaswechselventils während einer hubfreien Grundkreisphase des Nockens ermöglichen. Hieraus ergeben sich vorteilhafte Möglichkeiten, Abgas in hohen Mengen und genau einstellbarer Dosierung intern rückzusaugen. Diese Form der Abgasrücksaugung ist insbesondere Grundlage für einen Betrieb der Brennkraftmaschine bei homogener und sich selbst zündender Ladung. Ein derartiges, auch als HCCI-Verfahren (Homogenous Charge Compression Igni- tion) bezeichnetes Brennverfahren ist sowohl bei selbst gezündeten Diesel- Brennkraftmaschinen als auch bei fremd gezündeten Otto- Brennkraftmaschinen zumindest im Teillastbetrieb der Brennkraftmaschine hauptsächlich zum Zweck der Emissionsreduzierung einsetzbar. Der Verbren¬ nungsablauf wird beim HCCI-Verfahren im Wesentlichen durch Steuerung der Ladungszusammensetzung und des Ladungstemperaturverlaufs festgelegt. Es zeigt sich, dass bei diesem Brennverfahren eine hohe Ladungstemperatur zur Steuerung des Zündzeitpunktes erwünscht ist. Ein sehr wirksames Mittel zur Erhöhung der Ladungstemperatur ist die Erhöhung des Restgasgehalts, d.h. die Erhöhung des Gehalts an nicht ausgespültem oder ausgespültem und in den Zylinder wieder rückgeführten Abgas des vorhergehenden Verbrennungs- zyklus in der Zylinderladung für den nächsten Verbrennungszyklus. Dabei muss der Restgasgehalt auf den Betriebspunkt der Brennkraftmaschine vollvariabel angepasst werden können, wobei Restgasmengen von 60% der Zylinderladung und mehr erforderlich sein können. Restgasanteile können in dieser Höhe nicht mehr über eine interne Abgasrückführung durch konventionelle Ventilüber- schneidung oder über eine Einrichtung zur externen Abgasrückführung bereit¬ gestellt werden. Überdies reagiert das HCCI-Verfahren mit unakzeptablen Verbrennungsabläufen äußerst sensibel auf Änderungen der Ladungseigen- schatten, so dass neben der Bereitstellung von Restgas in der benötigten Men¬ ge ebenfalls eine verbrennungszyklustreue, hochpräzise und zylinderindividuel¬ le Dosierung des Restgasanteils erforderlich ist.
Der Sekundärhub erfolgt nach Anspruch 7 bevorzugt an einem Auslassventil. Im Falle der oben erläuterten Abgasrücksaugung wird bereits in den Auslass¬ kanal ausgeschobenes Abgas während des Ansaugtakts der Brennkraftma¬ schine über das dann nochmalig geöffnete Auslassventil in den Brennraum rückgesaugt. Demgegenüber besteht aber auch die Möglichkeit, den erfin- dungsgemäßen Ventiltrieb als Motorbremse insbesondere bei luftverdichtenden Brennkraftmaschinen zur sicherheitsrelevanten Ergänzung der Betriebsbremse zu betreiben. Solche Motorbremsen werden üblicherweise als Dauerbremse bei Nutzfahrzeugen eingesetzt und basieren auf dem Prinzip, dass das Schlepp¬ moment der sich im Schubbetrieb befindlichen und nicht befeuerten Brenn- kraftmaschine durch Erhöhung der Ladungswechselarbeit erheblich gesteigert werden kann und das Fahrzeug dadurch abgebremst wird. In diesem Fall wird das Auslassventil während der Verdichtungsphase nochmals geöffnet, so dass die Zylinderladung nicht gasfederartig komprimiert, sondern unter Aufbringung von Ausschiebearbeit in den Auslasskanal geschoben wird.
Hinsichtlich der Abgasrücksaugung kann es gemäß Anspruch 8 aber auch zweckmäßig sein, dass der Sekundärhub an einem Einlassventil erfolgt. In die¬ ser alternativen Ausgestaltung wird Abgas im Ausschiebetakt der Brennkraft¬ maschine bei nochmalig geöffnetem Einlassventil in den Einlasskanal ausge- schoben und während des Ansaugtakts in den Brennraum rückgesaugt.
Eine Kombination dieser vorgenannten Möglichkeiten der Abgasrücksaugung ist ebenfalls möglich. Demnach kann es zur Einstellung von Menge und Tem¬ peratur des Restgases vorteilhaft sein, dieses sowohl aus dem Einlasskanal als auch aus dem Auslasskanal rückzusaugen. Eine bevorzugte Ausgestaltung des Ventiltriebs ist in Anspruch 9 vorgeschla¬ gen, wobei der Ventiltrieb als Schlepphebeltrieb und die hydraulische Kraftauf¬ bringeinrichtung als Schwenklager ausgebildet sind.
Als Hydraulikmittel wird nach Anspruch 10 der Einfachheit halber das Schmieröl der Brennkraftmaschine verwendet. Denkbar ist demgegenüber aber auch die Verwendung beliebig anderer geeigneter Fluide in einem Hydraulikmittelkreis¬ lauf, der dann vom Schmierölkreislauf der Brennkraftmaschine zu separieren wäre.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Be¬ schreibung und aus den Zeichnungen, in denen der erfindungsgemäße Ventil- trieb beispielhaft anhand eines Schlepphebeltriebs mit zwei unterschiedlich ausgeführten Schwenklagern der hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung dar¬ gestellt ist. Es zeigen:
Figur 1 den Schlepphebeltrieb bei geschlossenem Gaswechsel- ventil mit einem ersten längsgeschnittenen Schwenklager,
Figur 2 eine vergrößerte Darstellung des Schwenklagers gemäß Figur 1 ,
Figur 3 den Schlepphebeltrieb bei geschlossenem Gaswechsel¬ ventil mit einem zweiten längsgeschnittenen Schwenklager,
Figur 4 eine vergrößerte Darstellung des Schwenklagers gemäß
Figur 3. Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
In den Figuren 1 und 2 ist der erfindungsgemäße Ventiltrieb 1 am Beispiel ei¬ nes Schlepphebeltriebs 2 mit einem Schwenklager 3a als Bestandteil einer hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung 4a offenbart. Dargestellt ist ein Gas¬ wechselventil 5, das über einen Schlepphebel 6 von einem Nocken 7 in Öff¬ nungsrichtung betätigt wird. Der Schlepphebel 6 ist auf dem Schwenklager 3a in Betätigungsrichtung des Gaswechselventils 5 gelagert und verfügt über eine drehbar gelagerte Rolle 8 als reibungsarme Anlauffläche 9 zum Nocken 7. Der Nocken 7 besitzt eine Nockenerhebungsphase 10, die einen Hub am Gas¬ wechselventil 5 erzeugt, und eine hubfreie Grundkreisphase 11.
In einer Innenmantelfläche 12 eines hohlzylindrischen Gehäuses 13a sind ein Kolben 14 mit einer Außenmantelfläche 15 sowie ein Ausgleichskolben 16 mit einer Außenmantelfläche 17 längsbeweglich geführt. Ein erster Endabschnitt 18 des Kolbens 14 ist einer ersten Stirnseite 19 des Ausgleichskolbens 16 zu¬ gewandt, während ein zweiter Endabschnitt 20 des Kolbens 14 zur schwenk¬ beweglichen Lagerung des Schlepphebels 6 sphärisch ausgeführt ist. Eine zweite, dem Kolben 14 abgewandte Stirnseite 21 des Ausgleichskolbens 16 begrenzt einen Arbeitsraum 22a einer hydraulischen Ventilspielausgleichsvor- richtung 23a. Der Kolben 14 ist zur ersten Stirnseite 19 des Ausgleichskolbens 16 beabstandbar und begrenzt zusammen mit diesem einen im Volumen ver¬ änderlichen Druckraum 24a der hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung 4a.
Die Ventilspielausgleichsvorrichtung 23a steht mit einer Hydraulikmittelversor¬ gung "S-LA" in Verbindung. Der Ausgleichskolben 16 ist zweckmäßigerweise als Hohlkörper 25 ausgebildet, um den Druckraum 24a vom Arbeitsraum 22a der Ventilspielausgleichsvorrichtung 23a zu trennen und gleichzeitig ein Hyd¬ raulikmittelreservoir 26 für den Arbeitsraum 22a zu schaffen. Der Druckraum 24a ist über wenigstens eine Durchtrittsöffnung 27 im Gehäuse 13a mit einer Hydraulikmittelleitung "S-P" verbunden, deren Hydraulikmittel¬ druck einstellbar ist. In Figur 1 nimmt das Schwenklager 3a bei geringem Hyd¬ raulikmitteldruck in der Hydraulikmittelleitung "S-P" eine Grundstellung "A" ein, bei der der Kolben 14 mit seinem ersten Endabschnitt 18 auf der ersten Stirn¬ seite 19 des Ausgleichskolbens 16 aufliegt. Das Gaswechselventil 5 ist dabei geschlossen, da gleichzeitig der Nocken 7 mit seiner Grundkreisphase 11 an der Rolle 8 anliegt.
Die hydraulische Kraftaufbringeinrichtung 4a erzeugt einen dem Hub des No¬ ckens 7 überlagerten Hub des Gaswechselventils 5, indem das Volumen des Druckraums 24a durch Erhöhung des Hydraulikmitteldrucks in der Hydraulikmit¬ telleitung "S-P" vergrößert wird. Gleichzeitig beabstandet sich der Kolben 14 vom Ausgleichskolben 16 und betätigt den Schlepphebel 6 unabhängig vom Hub des Nockens 7 in Öffnungsrichtung des Gaswechselventils 5. Diese Situa¬ tion ist in Fig. 2 für eine Hubstellung "B" des Kolbens 14 dargestellt.
Ein Abbruch des von der hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung 4a erzeugten Hubs des Gaswechselventils 5 wird durch Rückkehr des Kolbens 14 in seine Grundstellung "A" eingeleitet. Hierzu wird die Hydraulikmittelleitung "S-P" als Ablaufleitung zur Volumenreduzierung des Druckraums 24a betrieben.
Voraussetzung für einen großen Zeitquerschnitt des von der hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung 4a am Gaswechselventil 5 erzeugten Hubs ist eine möglichst schnelle Bewegung des Kolbens 14 zwischen der Grundstellung "A" und der Hubstellung "B" und somit eine schnelle Volumenänderung des Druck¬ raums 24a. Wie bereits ausgeführt, befindet sich der Kolben 14 in seiner Grundstellung "A" mit seinem ersten Endabschnitt 18 in Kontakt mit der ersten Stirnseite 19 des Ausgleichskolbens 16. Insofern ist es für einen widerstands- armen Zu- und Ablauf von Hydraulikmittel in bzw. aus dem Druckraum 24a zweckmäßig, dass der Kolben 14 an seinem ersten Endabschnitt 18 zumindest einen Durchtritt 28 für Hydraulikmittel aufweist. Dieser Durchtritt 28 kann dar- stellungsgemäß als Einformung 29 ausgebildet sein, die eine zur ersten Stirn¬ seite 19 des Ausgleichskolbens 16 im wesentlichen parallele Stirnfläche 30 des ersten Endabschnitts 18 des Kolbens 14 unterbricht. Es ist alternativ oder zu¬ sätzlich auch möglich, den Druckraum 24a über einen in die Außenmantelflä- che 15 des hohlzylindrischen Kolbens 14 mündenden Durchtritt mit geschlos¬ sener Kontur zu verbinden.
Die Figuren 3 und 4 offenbaren den erfindungsgemäßen Ventiltrieb 1 mit einem Schwenklager 3b, das sich gegenüber dem Schwenklager 3a der Figuren 1 und 2 im wesentlichen durch die Zusammenlegung eines Arbeitsraums 22b einer Ventilspielausgleichsvorrichtung 23b mit einem Druckraum 24b einer hydrauli¬ schen Kraftaufbringeinrichtung 4b unterscheidet. Die folgenden Ausführungen beschränken sich daher auf die Darstellung der wesentlichen Merkmalsunter¬ schiede zwischen den beiden Ausführungsformen.
In Figur 3 ist das Schwenklager 3b in einer Grundstellung "C" dargestellt. Die Grundstellung "C" entspricht einer Einbaustellung der hydraulischen Ventil- spielausgleichsvorrichtung 23b und ist dadurch gekennzeichnet, dass eine dem Schlepphebel 6 abgewandte Stirnfläche 31 eines Kolbens 32 geringfügig von einer Schulter 33 eines Gehäuses 13b beabstandet ist. Dabei dient der Kolben 32 zur axialen Begrenzung des mit dem Druckraum 24b identischen Arbeits¬ raums 22b. Somit ist auch der Arbeitsraum 22b zwecks Volumenänderung des Druckraums 24b über eine Durchtrittsöffnung 27 im Gehäuse 14b mit der Hyd¬ raulikmittelleitung "S-P" verbunden.
Der Kolben 32 ist in den Figuren 3 und 4 als einteiliger Kolben 32 dargestellt, der gleichzeitig zur schwenkbeweglichen Lagerung des Schlepphebels 6 dient. Gleichermaßen ist jedoch auch die Verwendung eines mehrteiligen Kolbens möglich, wobei ein Oberteil den Schlepphebel 6 lagert und ein Unterteil zur Begrenzung des mit dem Arbeitsraum 22b gemeinsamen Druckraums 24b dient. In Figur 4 ist das Schwenklager 3b bei einer Hubstellung "D" mit deutlich ver¬ größertem Abstand der Stirnfläche 31 des Kolbens 32 zur Schulter 33 des Ge¬ häuses 13b dargestellt. Zur Rückkehr des Kolbens 32 aus dieser Hubstellung "D" wird die Hydraulikmittelleitung "S-P" wiederum als Ablaufleitung betrieben. Die Hydraulikmittelleitung "S-P" ist jedoch bei dem Schwenklager 3b spätestens dann zu verschließen, wenn die Nockenerhebungsphase 11 in Eingriff mit der Rolle 8 gelangt, um die Funktion der Ventilspielausgleichsvorrichtung 23b auf¬ recht zu erhalten.
Die Versorgung der Ventilspielausgleichsvorrichtung 23b kann schließlich auf bekannte Weise über ein Rückschlagventil 34 erfolgen, das die von der Hyd¬ raulikmittelleitung "S-P" unabhängige Hydraulikmittelversorgung "S-LA" mit dem Arbeitsraum 22b verbindet.
Der erfindungsgemäße Ventiltrieb 1 wurde am Beispiel eines Schlepphebelven¬ tiltriebs 2 als bevorzugte Ausführungsform erläutert. Der Erfindungsgedanke lässt sich jedoch gleichermaßen in anderen Ventiltriebsbauformen, wie bei¬ spielsweise bei Tassentrieben oder Stößelstangentrieben umsetzen. Vom Schutzbereich der Erfindung sollen ferner auch Ventiltriebe umfasst sein, die durch Koppelmittel umschaltbar ausgebildet sind, um Hübe mehrerer Nocken in Abhängigkeit vom Koppelzustand selektiv auf das Gaswechselventil 6 zu über¬ tragen. Dies gilt gleichermaßen für Ventiltriebe, die den Hub des Gaswechsel¬ ventils 6 mittels einem Nocken und weiteren Verstellelementen kontinuierlich variieren.
Liste der Bezugszahlen und -zeichen
1 Ventiltπeb
2 Schlepphebeltrieb
3a Schwenklager
3b Schwenklager
4a Kraftaufbringeinrichtung
4b Kraftaufbringeinrichtung
5 Gaswechselventil
6 Schlepphebel
7 Nocken
8 Rolle
9 Anlauffläche
10 Nockenerhebungsphase
1 1 Grundkreisphase
12 Innenmantelfläche
13a Gehäuse
13b Gehäuse
14 Kolben
15 Außenmantelfläche
16 Ausgleichskolben
17 Außenmantelfläche
18 erster Endabschnitt
19 erste Stirnseite
20 zweiter Endabschnitt
21 zweite Stirnseite
22a Arbeitsraum
22b Arbeitsraum
23a Ventilspielausgleichsvorrichtung
23b Ventilspielausgleichsvorrichtung
24a Druckraum
24b Druckraum 25 Hohlkörper
26 Hydraulikmittelreservoir
27 Durchtrittsöffnung
28 Durchtritt 29 Einformung
30 Stirnfläche
31 Stirnfläche
32 Kolben
33 Schulter 34 Rückschlagventil
S-LA Hydraulikmittelversorgung
S-P Hydraulikmittelleitung
A Grundstellung B Hubstellung
C Grundstellung
D Hubstellung

Claims

Patentansprüche
1. Variabler Ventiltrieb (1) einer Brennkraftmaschine zur Betätigung eines Gaswechselventils (5), dessen Bewegung einem Hub eines Nockens (7) sowie einem dem Hub des Nockens (7) überlagerten und vom Hub des Nockens (7) unabhängigen Hub eines Kolbens (14, 32) einer hydrauli¬ schen Kraftaufbringeinrichtung (4a, 4b) folgt, die mit einer Hydraulikmit¬ telleitung (S-P) mit einstellbarem Hydraulikmitteldruck verbunden ist und einen den Kolben (14, 32) zumindest mittelbar beaufschlagenden Druck¬ raum (24a, 24b) sowie eine hydraulische Ventilspielausgleichsvorrich- tung (23a, 23b) mit einem von einem Gehäuse (13a, 13b) radial be¬ grenzten Arbeitsraum (22a, 22b) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass das Gehäuse (13a, 13b) gleichzeitig zur radialen Begrenzung des Druckraums (24a, 24b) dient.
2. Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Druck¬ raum (24a) von dem Kolben (14) und einer dem Kolben (14) zugewand¬ ten ersten Stirnseite (19) eines im Gehäuse (13a) längsbeweglich ge- führten Ausgleichskolbens (16) der Ventilspielausgleichsvorrichtung
(23a) axial begrenzt ist, wobei eine dem Kolben (14) abgewandte zweite Stirnseite (21) des Ausgleichskolbens (16) den vom Druckraum (24a) ge¬ trennten Arbeitsraum (22a) der Ventilspielausgleichsvorrichtung (23a) a- xial begrenzt.
3. Ventiltrieb nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Aus¬ gleichskolben (16) als Hohlkörper (25) ausgebildet ist.
4. . Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Druck- räum (24b) identisch mit dem Arbeitsraum (22b) der Ventilspielaus- gleichsvorrichtung (23b) ist.
5. Ventiltrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventil- spielausgleichsvorrichtung (23b) mit einer von der Hydraulikmittelleitung (S-P) unabhängigen Hydraulikmittelversorgung (S-LA) verbunden ist.
6. Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Gas¬ wechselventil (5) zumindest einen Sekundärhub während einer Grund¬ kreisphase (11) des Nockens (7) durchführt.
7. Ventiltrieb nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Gas¬ wechselventil (5) ein Auslassventil der Brennkraftmaschine ist.
8. Ventiltrieb nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Gas¬ wechselventil (5) ein Einlassventil der Brennkraftmaschine ist.
9. Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Ventil¬ trieb (1) als Schlepphebeltrieb (2) und die Kraftaufbringeinrichtung (4a, 4b) als Schwenklager (3a, 3b) ausgebildet sind, wobei das Gehäuse (13a, 13b) in einer hohlzylindrischen Ausnehmung der Brennkraftma- schine gelagert ist.
10. Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Hyd¬ raulikmittel Schmieröl der Brennkraftmaschine ist.
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