WO2018059624A1 - Elektrohydraulischer ventiltrieb eines verbrennungsmotors - Google Patents

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WO2018059624A1
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Oliver Hahn
Andreas Mayer
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Definitions

  • the invention relates to an electro-hydraulic valve drive for variable opening operation of two gas exchange valves of a cylinder of a combustion engine, comprising:
  • a first slave piston and a second slave piston which delimit the pressure chamber at end faces and in each case actuate one of the gas exchange valves against the force of a valve spring acting in the closing direction of the gas exchange valve
  • the second gas exchange valve operated by the second slave piston can be deactivated when the first gas exchange valve is opened.
  • EP 2 597 276 A1 shows an electro-hydraulic valve drive for fully variable actuation of the gas exchange valves of an internal combustion engine. It is a four-valve engine with two intake and two exhaust valves, the valve train comprises a 3/3-way electrohydraulic switching valve interconnecting the pressure chamber, the pressure relief chamber and the slave pistons of the two intake valves so that in one of the switching valve positions the inlet valves is switched off and consequently only one inlet valve is actuated.
  • a likewise generic electrohydraulic valve train is disclosed in DE 10 2015 207 622 A1 and DE 10 2016 213 976, both of which are not prepublished.
  • the present invention has for its object to provide an electro-hydraulic valve train of the type mentioned in an alternative structural design. This object is achieved in that at least the first slave piston is stepped in diameter and bounded at the diameter stage, the pressure chamber and is hydraulically connected at the end face of smaller diameter with the pressure chamber, wherein the valve drive a second hydraulic valve summarizes, in the closed state, the Interrupt connection between the face of smaller diameter and the pressure chamber, and wherein the opening operation of the second gas exchange valve:
  • Figure 2 is the pressure-valve lift map of the first embodiment
  • Figure 3 shows the second embodiment with different slave piston.
  • FIGS. 1 a and 1 b show the essential components of an electrohydraulic valve train of an internal combustion engine and the hydraulic connection of the components. It is a multi-valve engine with two identical gas exchange valves 1 and 2 per cylinder and present with two variably actuated intake valves 1 and 2.
  • the variable opening operation also includes the complete and sole deactivation of the second intake valve 2.
  • the valve train comprises one of the cam 3 of a camshaft by means of a Rollenschlepphebels 4 driven master piston 5 and two slave pistons 6 and 7, the actuate the inlet valves 1, 2 against the force acting in the closing direction of the valve springs 8.
  • the master piston 5 and the slave piston 6, 7 define a pressure chamber 9, which is hydraulically connected via a first hydraulic valve 10 with a pressure relief chamber 1 1.
  • the first hydraulic valve 10 is an electrically operated 2/2-way valve in normally open configuration, which accordingly interrupts the connection between the pressure chamber 9 and the pressure relief chamber 1 1 in the illustrated energized state.
  • the printing Lastungsraum 1 1 is connected on the one hand via a check valve 12 to the pressure medium supply of the internal combustion engine and the other to a medium-pressure accumulator 13 with a spring-loaded accumulator piston 14.
  • the first slave piston 6 actuating the first inlet valve 1 and the second slave piston 7 actuating the second inlet valve 2 have the same design with a stepped diameter and are each guided in a slave cylinder 15 and 16 which is correspondingly stepped thereto. Both slave piston 6, 7 limit the pressure chamber 9 at the diameter step 17.
  • the first slave piston 6 is hydraulically connected to the end face 18 of smaller diameter with the pressure chamber 9.
  • a second hydraulic valve 19 is arranged, which interrupts this connection according to Figure 1 a and produces according to Figure 1 b.
  • An overflow line 20 hydraulically connects the two slave pistons 6, 7 to their front surfaces 18 of smaller diameter and is arranged between the slave cylinders 15, 16 such that the mouths of the overflow line 20 reach the slave pistons 6, 7 from their mouths until a predetermined opening stroke Outer jacket are closed.
  • the second hydraulic valve 19 is connected to the three terminals slave cylinder 15 of the first slave piston 6, pressure chamber 9 and overflow 20, a 3/2-way valve, the closed state of Figure 1 a, the connection between the first slave piston 6 and the pressure chamber 9 and a connection 21 between the overflow 20 and the pressure chamber 9 interrupts.
  • the connection 21 is connected to the overflow line 20 between throttle bodies 22, which serve as hydraulic valve brakes in the final closing phase of the inlet valves 1, 2 and the slave piston 6, 7.
  • each have a pressure relief valve 23 is arranged, which is connected on the one hand to the pressure relief chamber 1 1 and on the other hand to a slave cylinder 15 to closing check valve 24 to the pressure chamber 9.
  • the pressure relief valves 23 are opened in the final closing phase of the inlet valves 1, 2 by the end faces 18 of smaller diameter of the slave pistons 6, 7 in order to allow complete closing of the inlet valves 1, 2 in the then already closed orifices of the overflow line 20.
  • the overflow line 20 is further hydraulically connected to a recuperating high pressure accumulator 25 and to compensate for loss of hydraulic fluid in the slave cylinders 15, 16 with the pressure relief chamber 1 1.
  • a check valve 26 which opens to the high-pressure accumulator 25 and prevents the relatively high pressure in the high-pressure accumulator 25 in the pressure relief chamber 1 1 relaxed.
  • the first hydraulic valve 10 ensures that the connection between the pressure chamber 9 and the pressure relief chamber 11 is either established or interrupted. Consequently, a hydraulic fluid flow from the pressure chamber 9 in the pressure relief chamber 1 1 is enabled or prevented, wherein a partial volume of the displaced by the driven master piston 5 hydraulic fluid is continuously displaced adjustable in the pressure relief chamber 1 1 depending on the valve opening time and duration.
  • the variability of the intake valve actuation based on the correspondingly variable hydraulic fluid volume of the pressure chamber 9 extends on the one hand within the limits of maximum opening stroke of the intake valves 1 and 2 when the first hydraulic valve 10 is in the closed position during the entire stroke phase of the master piston 5 and the hydraulic displaced by the master piston 5 - Tel the slave piston 6, 7 applied according to the survey of the cam 3, and on the other hand complete deactivation of both intake valves 1 and 2, when the first hydraulic valve 10 is at least to the maximum elevation of the master piston 5 in the open position and the displaced by the master piston 5 hydraulic fluid completely in the pressure relief chamber 1 1 is pushed out.
  • This basic mode of operation applies both to the two-valve actuation, in which the two inlet valves 1, 2 are opened synchronously, and also to the one-valve actuation, in which the second inlet valve 2 is completely deactivated.
  • the second hydraulic valve 19 according to FIG. 1 a is in the closed state. Accordingly, the pressurization of the two slave pistons 6, 7 relevant for the synchronous opening actuation of the intake valves 1, 2 takes place mainly at the respective end face 28 of the diameter stage 17.
  • the high-pressure accumulator 25, for the purpose of recuperation during each closing operation of the intake valves 1, 2 is biased by the displaced from the slave cylinders 15, 16 in the overflow 20 hydraulic fluid, supports the opening operation by the two end faces 18 of smaller diameter pressurized.
  • connection between the overflow line 20 and the pressure chamber 9 is also made via the second hydraulic valve 19, so that when closing the inlet valve 1, the displaced from the slave cylinder 15 in the overflow 20 hydraulic fluid only in the pressure chamber 9 and in the pressure relief space 1 first relaxed. Consequently, the high-pressure accumulator 25 remains inactive during Einventilbetrucist.
  • FIG. 2 illustrates the principle underlying the invention of the different pressures in the pressure chamber 9 designated therein as HPC, with which the slave piston or pistons 6, 7 in the single-valve or two-valve actuation depending on the opening stroke of the intake valves 1 , 2 be charged.
  • HPC pressure chamber 9 designated therein as HPC
  • the map is greatly simplified in that it is based on quasi-static consideration and thus does not take into account the dynamics of the valve train.
  • the numerical values given refer to that in the figures 1 illustrated embodiment with the same size end faces AR and ⁇
  • the valve spring 8 is biased at 260 N with the intake valves 1, 2 closed, and its maximum force is 360 N at the maximum lift of the intake valve 1, 2 of 10 mm. This corresponds to a pressure chamber pressure between 45 bar and 62 bar in the two-valve operation and between 22.5 bar and 31 bar in the Einventilbetuschist.
  • the working pressure range of the high-pressure accumulator 25 is above the maximum pressure chamber pressure in the one-valve actuation so that the pressure chamber pressure present in the slave cylinder 15 can not relax into the high-pressure accumulator 25 with a corresponding stroke loss of the first inlet valve 1.
  • the working pressure range is below the minimum pressure chamber pressure in the two-valve actuation so as not to hydraulically block the complete closing of the inlet valves 1, 2 due to excessive pressure in the slave cylinders 15, 16 then separated from the pressure chamber 9.
  • the (optional) connection 21 between the overflow line 20 and the pressure chamber 9 can be omitted, in which case the second hydraulic valve 19 is designed as a 2/2 way valve.
  • the illustrated in Figure 3 second embodiment of an electro-hydraulic valve train differs from the previously described valve train for a fact that a recuperating high-pressure accumulator is missing.
  • the two slave pistons 6 and 7 ' are different in that only the first slave piston 6 is provided with the diameter step 17.
  • the second slave piston 7 ' is guided with a uniform diameter in a correspondingly ungestuften slave cylinder 16 ' .
  • the following relationship applies to the faces of the slave pistons:
  • the first slave piston 6 is hydraulically connected to the end face 28 of the diameter stage 17 via a branching line 30 to the pressure chamber 9.
  • the second slave piston 7 ' is hydraulically connected to the end surface 29 via the line 30 to the pressure chamber 9.
  • the two line branches each contain a conventional hydraulic valve brake, which is symbolized by a non-return valve 31 and the throttling points 22 opening towards the slave cylinder 15 and 16 and which decelerates the closing inlet valve 1, 2 to an acoustically and mechanically acceptable valve seating speed.
  • the first slave piston 6 is hydraulically connected to its end face 18 of smaller diameter with the pressure chamber 9.
  • the connection comprises two lines 32 and 33, of which one line 32, the 2/2 way valve and the other line 33 includes a to the line 30 and thus to the pressure chamber 9 out opening check valve 34.
  • the first slave piston 6 is hydraulically connected to its end face 18 of smaller diameter via a pressure equalization line 35 with the pressure relief space 1 1.
  • a check valve 36 is arranged, which opens to the first slave piston 6 out.
  • recuperating high-pressure accumulator can be dispensed with in the first exemplary embodiment or supplemented in the second exemplary embodiment.

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Abstract

Vorgeschlagen ist ein elektrohydraulischer Ventiltrieb zur variablen Öffnungsbetätigung von zwei Gaswechselventilen (1, 2) eines Zylinders eines Verbrennungsmotors, umfassend: - einen Geberkolben (5) und einen vom Geberkolben begrenzten Druckraum (9), - einen ersten Nehmerkolben (6) und einen zweiten Nehmerkolben (7, 7'), die den Druckraum begrenzen und jeweils eines der Gaswechselventile betätigen, - einen mit dem Druckraum verbundenen Druckentlastungsraum (11), - und ein erstes Hydraulikventil (10), das in geschlossenem Zustand die Verbindung zwischen dem Druckentlastungsraum und dem Druckraum unterbricht, wobei das vom zweiten Nehmerkolben betätigte zweite Gaswechselventil (2) bei öffnendem ersten Gaswechselventil (1) deaktivierbar ist. Dabei ist zumindest der erste Nehmerkolben im Durchmesser gestuft und begrenzt an dessen Durchmesserstufe (17) den Druckraum und ist an dessen Stirnfläche (18) kleineren Durchmessers mit dem Druckraum hydraulisch verbunden. Ein zweites Hydraulikventil (19) unterbricht in geschlossenem Zustand die Verbindung zwischen der Stirnfläche kleineren Durchmessers und dem Druckraum, wobei die Öffnungsbetätigung des zweiten Gaswechselventils: - deaktiviert ist, wenn sich das zweite Hydraulikventil in geöffnetem Zustand befindet, und - aktiviert ist, wenn sich das zweite Hydraulikventil in geschlossenem Zustand befindet.

Description

Elektrohydraulischer Ventiltrieb eines Verbrennungsmotors
Die Erfindung betrifft einen elektrohydraulischen Ventiltrieb zur variablen Öffnungsbetätigung von zwei Gaswechselventilen eines Zylinders eines Verbren- nungsmotors, umfassend:
- einen Geberkolben, der vom Nocken einer Nockenwelle angetrieben ist,
- einen vom Geberkolben begrenzten Druckraum,
- einen ersten Nehmerkolben und einen zweiten Nehmerkolben, die an Stirnflächen den Druckraum begrenzen und jeweils eines der Gaswechselventile ent- gegen der Kraft einer in Schließrichtung des Gaswechselventils wirkenden Ventilfeder betätigen,
- einen mit dem Druckraum hydraulisch verbundenen Druckentlastungsraum,
- und ein erstes Hydraulikventil, das in geschlossenem Zustand die Verbindung zwischen dem Druckentlastungsraum und dem Druckraum unterbricht.
Dabei ist das vom zweiten Nehmerkolben betätigte zweite Gaswechselventil bei öffnendem ersten Gaswechselventil deaktivierbar.
Die EP 2 597 276 A1 zeigt einen elektrohydraulischen Ventiltrieb zur vollvariablen Betätigung der Gaswechselventile eines Verbrennungsmotors. Es handelt sich um einen Vierventilmotor mit zwei Einlass- und zwei Auslassventilen, wobei der Ventiltrieb ein elektrohydraulisches 3/3-Wege-Schaltventil umfasst, das den Druckraum, den Druckentlastungsraum und die Nehmerkolben der beiden Einlassventile so miteinander verschaltet, dass in einer der Schaltventilpositionen eines der Einlassventile abgeschaltet ist und folglich nur ein Einlassventil betätigt wird.
Ein ebenfalls gattungsgemäßer elektrohydraulischer Ventiltrieb geht aus der DE 10 2015 207 622 A1 und der DE 10 2016 213 976 hervor, die beide nicht vorveröffentlicht sind. Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen elektrohydraulischen Ventiltrieb der eingangs genannten Art in einer alternativen konstruktiven Ausführung anzugeben. Diese Aufgabe wird dadurch gelöst, dass zumindest der erste Nehmerkolben im Durchmesser gestuft ist und an dessen Durchmesserstufe den Druckraum begrenzt und an dessen Stirnfläche kleineren Durchmessers mit dem Druckraum hydraulisch verbunden ist, wobei der Ventiltrieb ein zweites Hydraulikventil um- fasst, das in geschlossenem Zustand die Verbindung zwischen der Stirnfläche kleineren Durchmessers und dem Druckraum unterbricht, und wobei die Öffnungsbetätigung des zweiten Gaswechselventils:
- deaktiviert ist, wenn sich das zweite Hydraulikventil in geöffnetem Zustand befindet, und
- aktiviert ist, wenn sich das zweite Hydraulikventil in geschlossenem Zustand befindet.
Die Umschaltung zwischen der teilweisen und vollständigen Druckbeaufschlagung des ersten Nehmerkolbens bewirkt bei unveränderter Betätigungskraft eine ent- sprechende Änderung des Drucks, mit dem nur eine bzw. beide Stirnflächen des ersten Nehmerkolbens beaufschlagt werden. So gilt bei vereinfachter, d.h. hydrostatischer Betrachtung das grundsätzliche Druck-Flächen-Verhältnis:
F = p * A = pi (AR + Ακ) = P2 * AR
■=> pi / p2 = AR / (AR + AK) mit:
F Betätigungskraft
pi Druckraumdruck bei deaktiviertem zweiten Gaswechselventil (Einventilbetä- tigung)
P2 Druckraumdruck bei aktiviertem zweiten Gaswechselventil (Zweiventilbetätigung)
AR Stirnfläche der Durchmesserstufe
AK Stirnfläche des kleineren Durchmessers
Beispielsweise halbiert sich der Druck beim Umschalten von Zwei- auf Einventilbetätigung, wenn AK = AR ist. Der den zweiten Nehmerkolben beaufschlagende Druck pi ist dann zu gering, um die Vorspankraft der Ventilfeder zu überwinden. Folglich bleibt das zweite Gaswechselventil deaktiviert.
Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung und den Figuren, in denen zwei Ausführungsbeispiele der Erfindung darge- stellt sind. Sofern nicht anders erwähnt, sind dabei gleiche oder funktionsgleiche Merkmale oder Bauteile mit gleichen Bezugszeichen versehen. Es zeigen in jeweils stark vereinfachter oder schematischer Darstellung:
Figur 1 a das erste Ausführungsbeispiel mit baugleichen Nehmerkolben bei
Zweiventilbetätigung;
Figur 1 b das erste Ausführungsbeispiel bei Einventilbetätigung;
Figur 2 das Druck-Ventilhub-Kennfeld des ersten Ausführungsbeispiels;
Figur 3 das zweite Ausführungsbeispiel mit unterschiedlichen Nehmerkolben.
Die Figuren 1 a und 1 b zeigen die wesentlichen Komponenten eines elektrohyd- raulischen Ventiltriebs eines Verbrennungsmotors sowie die hydraulische Ver- Schaltung der Komponenten. Es handelt sich um einen Mehrventilmotor mit zwei gleichartigen Gaswechselventilen 1 und 2 pro Zylinder und vorliegend mit zwei variabel betätigten Einlassventilen 1 und 2. Die variable Öffnungsbetätigung beinhaltet auch die vollständige und alleinige Deaktivierung des zweiten Einlassventils 2. Der Ventiltrieb umfasst einen vom Nocken 3 einer Nockenwelle mittels eines Rollenschlepphebels 4 angetriebenen Geberkolben 5 und zwei Nehmerkolben 6 und 7, die die Einlassventile 1 , 2 entgegen der in deren Schließrichtung wirkenden Kraft der Ventilfedern 8 betätigen. Der Geberkolben 5 und die Nehmerkolben 6, 7 begrenzen einen Druckraum 9, der über ein erstes Hydraulikventil 10 mit einem Druckentlastungsraum 1 1 hydraulisch verbunden ist. Das erste Hydraulikventil 10 ist ein elektrisch betätigtes 2/2-Wegeventil in stromlos geöffneter Ausführung, das dementsprechend im dargestellten bestromten Zustand die Verbindung zwischen dem Druckraum 9 und dem Druckentlastungsraum 1 1 unterbricht. Der Druckent- lastungsraum 1 1 ist zum einen über ein Rückschlagventil 12 an die Druckmittelversorgung des Verbrennungsmotors und zum anderen an einen Mitteldruckspeicher 13 mit einem federbelasteten Speicherkolben 14 angeschlossen. Der das erste Einlassventil 1 betätigende erste Nehmerkolben 6 und der das zweite Einlassventil 2 betätigende zweite Nehmerkolben 7 sind mit gestuftem Durchmesser baugleich ausgebildet und jeweils in einem dazu korrespondierend gestuften Nehmerzylinder 15 und 16 geführt. Beide Nehmerkolben 6, 7 begrenzen den Druckraum 9 an deren Durchmesserstufe 17. Der erste Nehmerkolben 6 ist an dessen Stirnfläche 18 kleineren Durchmessers mit dem Druckraum 9 hydraulisch verbunden. In der Verbindung ist ein zweites Hydraulikventil 19 angeordnet, das diese Verbindung gemäß Figur 1 a unterbricht und gemäß Figur 1 b herstellt.
Eine Überströmleitung 20 verbindet die beiden Nehmerkolben 6, 7 an deren Stirn- flächen 18 kleineren Durchmessers hydraulisch miteinander und ist so zwischen den Nehmerzylindern 15, 16 angeordnet, dass die Mündungen der Überströmleitung 20 bis zum Erreichen eines vorbestimmten Öffnungshubs der Nehmerkolben 6, 7 von deren Außenmantel verschlossen sind. Das zweite Hydraulikventil 19 ist mit den drei Anschlüssen Nehmerzylinder 15 des ersten Nehmerkolbens 6, Druck- räum 9 und Überströmleitung 20 ein 3/2-Wegeventil, das in geschlossenem Zustand gemäß Figur 1 a die Verbindung zwischen dem ersten Nehmerkolben 6 und dem Druckraum 9 sowie eine Verbindung 21 zwischen der Überströmleitung 20 und dem Druckraum 9 unterbricht. Die Verbindung 21 ist an die Überströmleitung 20 zwischen Drosselstellen 22 angeschlossen, die als hydraulische Ventilbremsen bei der finalen Schließphase der Einlassventile 1 , 2 und der Nehmerkolben 6, 7 dienen. Am Boden der Nehmerzylinder 15, 16 ist jeweils ein Druckentlastungsventil 23 angeordnet, das einerseits mit dem Druckentlastungsraum 1 1 und andererseits über ein zum Nehmerzylinder 15 hin schließendes Rückschlagventil 24 mit dem Druckraum 9 verbunden ist. Die Druckentlastungsventile 23 werden in der fi- nalen Schließphase der Einlassventile 1 , 2 von den Stirnflächen 18 kleineren Durchmessers der Nehmerkolben 6, 7 geöffnet, um bei den dann bereits verschlossenen Mündungen der Überströmleitung 20 das vollständige Schließen der Einlassventile 1 , 2 zu ermöglichen. Die Überströmleitung 20 ist weiterhin mit einem rekuperierenden Hochdruckspeicher 25 und zum Ausgleich von Hydraulikmittelverlust in den Nehmerzylindern 15, 16 mit dem Druckentlastungsraum 1 1 hydraulisch verbunden. In der Verbindung zwischen der Überströmleitung 20 und dem Druckentlastungsraum 1 1 befindet sich ein Rückschlagventil 26, das zum Hochdruckspeicher 25 hin öffnet und verhindert, dass sich der relativ hohe Druck im Hochdruckspeicher 25 in den Druckentlastungsraum 1 1 entspannt. Der Hochdruckspeicher 25 hat wie der Mitteldruckspeicher 13 einen federbelasteten Speicherkolben 27.
Zur Funktionsweise des erfindungsgemäßen Ventiltriebs:
Das erste Hydraulikventil 10 sorgt in Abhängigkeit von dessen Bestromungszu- stand dafür, dass die Verbindung zwischen dem Druckraum 9 und dem Druckent- lastungsraum 1 1 entweder hergestellt oder unterbrochen ist. Folglich wird ein Hydraulikmittelf luss vom Druckraum 9 in den Druckentlastungsraum 1 1 freigegeben oder verhindert, wobei in Abhängigkeit der Ventilöffnungszeit und -dauer ein Teilvolumen des vom angetriebenen Geberkolben 5 verdrängten Hydraulikmittels stufenlos einstellbar in den Druckentlastungsraum 1 1 ausgeschoben wird. Die auf dem dementsprechend veränderlichen Hydraulikmittelvolumen des Druckraums 9 basierende Variabilität der Einlassventilbetätigung erstreckt sich einerseits innerhalb der Grenzen maximalen Öffnungshubs der Einlassventile 1 und 2, wenn sich das erste Hydraulikventil 10 während der gesamten Hubphase des Geberkolbens 5 in Schließstellung befindet und das vom Geberkolben 5 verdrängte Hydraulikmit- tel die Nehmerkolben 6, 7 entsprechend der Erhebung des Nockens 3 beaufschlagt, und andererseits vollständiger Deaktivierung beider Einlassventile 1 und 2, wenn sich das erste Hydraulikventil 10 zumindest bis zur Maximalerhebung des Geberkolbens 5 in Offenstellung befindet und das vom Geberkolben 5 verdrängte Hydraulikmittel vollständig in den Druckentlastungsraum 1 1 ausgeschoben wird.
Diese grundsätzliche Funktionsweise gilt sowohl für die Zweiventilbetätigung, bei der die beiden Einlassventile 1 , 2 synchron geöffnet werden, als auch für die Einventilbetätigung, bei der das zweite Einlassventil 2 vollständig deaktiviert ist. Bei der Zweiventilbetätigung befindet sich das zweite Hydraulikventil 19 gemäß Figur 1 a im geschlossenen Zustand. Dementsprechend erfolgt die für die synchrone Öffnungsbetätigung der Einlassventile 1 , 2 maßgebliche Druckbeaufschla- gung der beiden Nehmerkolben 6, 7 hauptsächlich an der jeweiligen Stirnfläche 28 der Durchmesserstufe 17. Der Hochdruckspeicher 25, der zwecks der Rekuperati- on bei jedem Schließvorgang der Einlassventile 1 , 2 über das aus den Nehmerzylindern 15, 16 in die Überströmleitung 20 verdrängte Hydraulikmittel vorgespannt wird, unterstützt die Öffnungsbetätigung, indem er die beiden Stirnflächen 18 klei- neren Durchmessers druckbeaufschlagt.
Bei der Einventilbetätigung befindet sich das zweite Hydraulikventil 19 gemäß Figur 1 b im geöffneten Zustand. Dabei wird der erste Nehmerkolben 6 sowohl an der Stirnfläche 28 der Durchmesserstufe 17 als auch an der Stirnfläche 18 kleineren Durchmessers mit dem Druck im Druckraum 9 beaufschlagt. Die Vergrößerung der druckbeaufschlagten Stirnflächen bewirkt in demselben Flächenverhältnis eine Verkleinerung des erforderlichen Drucks, der bei der Betätigung des Geberkolbens 5 auf den ersten Nehmerkolben 6 übertragen wird. In demselben Verhältnis verringert sich auch die radiale Belastung auf den Nocken 3 und die Nockenwellenlager zugunsten der Reibung in den Lagern. Die Verbindung zwischen der Überströmleitung 20 und dem Druckraum 9 ist dabei ebenfalls über das zweite 19 Hydraulikventil hergestellt, so dass bei schließendem Einlassventil 1 sich das aus dem Nehmerzylinder 15 in die Überströmleitung 20 verdrängte Hydraulikmittel lediglich in den Druckraum 9 bzw. in den Druckentlastungsraum 1 1 entspannt. Folglich bleibt der Hochdruckspeicher 25 bei der Einventilbetätigung inaktiv.
Das in Figur 2 dargestellte Kennfeld verdeutlicht das der Erfindung zugrunde liegende Prinzip der unterschiedlichen Drücke im dort als HPC bezeichneten Druckraum 9, mit denen der bzw. die Nehmerkolben 6, 7 bei der Einventil- bzw. Zwei- ventilbetätigung in Abhängigkeit des Öffnungshubs der Einlassventile 1 , 2 beaufschlagt werden. Das Kennfeld ist dahingehend stark vereinfacht, als es auf quasistatischer Betrachtung beruht und folglich die Dynamik des Ventiltriebs nicht berücksichtigt. Die angegebenen Zahlenwerte beziehen sich auf das in den Figuren 1 dargestellte Ausführungsbeispiel mit gleich großen Stirnflächen AR und Ακ
Wie bereits eingangs erläutert, gilt für das Verhältnis der Druckraumdrücke bei der Einventil- und Zweiventilbetätigung: pi / P2 = AR / (AR + Ακ) = bei AR = Ακ mit:
pi Druck im Druckraum 9 bei deaktiviertem zweiten Einlassventil 2 (Einventilbetä- tigung)
P2 Druck im Druckraum 9 bei aktiviertem zweiten Einlassventil 2 (Zweiventilbetätigung)
AR Stirnfläche 28 der Durchmesserstufe 17
AKI Stirnfläche 18 kleineren Durchmessers des ersten Nehmerkolbens 6
AK2 Stirnfläche 29 des zweiten Nehmerkolbens 7
Die Ventilfeder 8 ist bei geschlossenen Einlassventilen 1 , 2 mit 260 N vorgespannt, und deren Maximalkraft beträgt 360 N beim maximalen Hub der Einlassventil 1 , 2 von 10 mm. Dies entspricht einem Druckraumdruck zwischen 45 bar und 62 bar bei der Zweiventilbetätigung und zwischen 22,5 bar und 31 bar bei der Einventilbetätigung.
Der Arbeitsdruckbereich des Hochdruckspeichers 25 liegt einerseits über dem maximalen Druckraumdruck bei der Einventilbetätigung, damit sich der im Neh- merzylinder 15 anstehende Druckraumdruck nicht mit entsprechendem Hubverlust des ersten Einlassventils 1 in den Hochdruckspeicher 25 entspannen kann. Der Arbeitsdruckbereich liegt andererseits unter dem minimalen Druckraumdruck bei der Zweiventilbetätigung, um nicht das vollständige Schließen der Einlassventile 1 , 2 aufgrund zu hohen Drucks in den dann vom Druckraum 9 getrennten Nehmerzy- lindern 15, 16 hydraulisch zu blockieren.
In einer nicht dargestellten Alternativausführung kann die (optionale) Verbindung 21 zwischen der Überströmleitung 20 und dem Druckraum 9 entfallen, wobei dann das zweite Hydraulikventil 19 als 2/2 -Wegeventil ausgebildet ist.
Das in Figur 3 dargestellte zweite Ausführungsbeispiel eines elektrohydraulischen Ventiltriebs unterscheidet sich von dem zuvor erläuterten Ventiltrieb zum einen dadurch, dass ein rekuperierender Hochdruckspeicher fehlt. Zum anderen sind die beiden Nehmerkolben 6 und 7' dahingehend unterschiedlich, dass nur der erste Nehmerkolben 6 mit der Durchmesserstufe 17 versehen ist. Der zweite Nehmerkolben 7' ist mit gleichmäßigem Durchmesser in einem dementsprechend ungestuften Nehmerzylinder 16' geführt. Für die Stirnflächen der Nehmerkolben gilt die folgende Beziehung:
AR = AKI = AK2 mit:
AR Stirnfläche 28 der Durchmesserstufe 17
AKI Stirnfläche 18 kleineren Durchmessers des ersten Nehmerkolbens 6
AK2 Stirnfläche 29 des zweiten Nehmerkolbens 7
Damit ergibt sich auch bei diesem zweiten Ausführungsbeispiel eine Halbierung des - quasistatisch betrachteten - Druckraumdrucks beim Übergang von der Zweiventil- auf die Einventilbetätigung.
Der erste Nehmerkolben 6 ist an der Stirnfläche 28 der Durchmesserstufe 17 über eine sich verzweigende Leitung 30 mit dem Druckraum 9 hydraulisch verbunden. Der zweite Nehmerkolben 7' ist an dessen Stirnfläche 29 über die Leitung 30 mit dem Druckraum 9 hydraulisch verbunden. Die beiden Leitungsverzweigungen enthalten jeweils eine herkömmliche hydraulische Ventilbremse, die durch ein zum Nehmerzylinder 15 und 16 hin öffnendes Rückschlagventil 31 und die Drosselstellen 22 symbolisiert ist und die das schließende Einlassventil 1 , 2 auf eine akus- tisch und mechanisch akzeptable Ventilaufsetzgeschwindigkeit abbremst. Der erste Nehmerkolben 6 ist an dessen Stirnfläche 18 kleineren Durchmessers mit dem Druckraum 9 hydraulisch verbunden. Die Verbindung umfasst zwei Leitungen 32 und 33, von denen die eine Leitung 32 das 2/2 -Wegeventil und die andere Leitung 33 ein zu der Leitung 30 und damit zum Druckraum 9 hin öffnendes Rückschlagventil 34 enthält.
Als Option ist der erste Nehmerkolben 6 an dessen Stirnfläche 18 kleineren Durchmessers über eine Druckausgleichsleitung 35 mit dem Druckentlastungsraum 1 1 hydraulisch verbunden. In der Druckausgleichsleitung 35 ist ein Rückschlagventil 36 angeordnet, das zum ersten Nehmerkolben 6 hin öffnet. Damit wird bei der Zweiventilbetätigung die Bildung von Unterdruck oder Vakuum im zweiten Nehmerzylinder 16 seitens der dann nicht mit dem Druckraum 9 kommu- nizierenden Stirnfläche 18 kleineren Durchmessers verhindert.
In nicht dargestellten Alternativausführungen sind die Komponenten der beiden zuvor erläuterten Ausführungsbeispiele bei jeweils entsprechender hydraulischer Verschaltung kombinierbar bzw. austauschbar. Beispielsweise kann der rekuperie- rende Hochdruckspeicher im ersten Ausführungsbeispiel entfallen oder im zweiten Ausführungsbeispiel ergänzt werden.
Bezugszeichenliste
1 Gaswechselventil / erstes Einlassventil
2 Gaswechselventil / zweites Einlassventil
3 Nocken
4 Rollenschlepphebel
5 Geberkolben
6 erster Nehmerkolben
7 zweiter Nehmerkolben
8 Ventilfeder
9 Druckraum
10 erstes Hydraulikventil
1 1 Druckentlastungsraum
12 Rückschlagventil
13 Mitteldruckspeicher
14 Speicherkolben 15 Nehmerzylinder
16 Nehmerzylinder
17 Durchmesserstufe
18 Stirnfläche kleineren Durchmessers
19 zweites Hydraulikventil
20 Überströmleitung
21 Verbindung
22 Drosselstelle
23 Druckentlastungsventil
24 Rückschlagventil
25 Hochdruckspeicher
26 Rückschlagventil
27 Speicherkolben
28 Stirnfläche der Durchmesserstufe
29 Stirnfläche des zweiten Nehmerkolbens
30 Leitung
31 Rückschlagventil
32 Leitung
33 Leitung
34 Rückschlagventil
35 Druckausgleichsleitung
36 Rückschlagventil

Claims

Patentansprüche
Elektrohydrau lischer Ventiltrieb zur variablen Öffnungsbetätigung von zwei Gaswechselventilen (1 , 2) eines Zylinders eines Verbrennungsmotors, umfassend:
- einen Geberkolben (5), der vom Nocken (3) einer Nockenwelle angetrieben ist,
- einen vom Geberkolben (5) begrenzten Druckraum (9),
- einen ersten Nehmerkolben (6) und einen zweiten Nehmerkolben (7, 7'), die an Stirnflächen (18, 28, 29) den Druckraum (9) begrenzen und jeweils eines der Gaswechselventile (1 , 2) entgegen der Kraft einer in Schließrichtung des Gaswechselventils (1 ,
2) wirkenden Ventilfeder (8) betätigen,
- einen mit dem Druckraum (9) hydraulisch verbundenen Druckentlastungsraum (1 1 ),
- und ein erstes Hydraulikventil (10), das in geschlossenem Zustand die Verbindung zwischen dem Druckentlastungsraum (1 1 ) und dem Druckraum (9) unterbricht,
wobei das vom zweiten Nehmerkolben (7, 7') betätigte zweite Gaswechselventil (2) bei öffnendem ersten Gaswechselventil (1 ) deaktivierbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest der erste Nehmerkolben (6) im Durchmesser gestuft ist und an dessen Durchmesserstufe (17) den Druckraum (9) begrenzt und an dessen Stirnfläche (18) kleineren Durchmessers mit dem Druckraum (9) hydraulisch verbunden ist, wobei der Ventiltrieb ein zweites Hydraulikventil (19) umfasst, das in geschlossenem Zustand die Verbindung zwischen der Stirnfläche (18) kleineren Durchmessers und dem Druckraum (9) unterbricht, und wobei die Öffnungsbetätigung des zweiten Gaswechselventils (2):
- deaktiviert ist, wenn sich das zweite Hydraulikventil (19) in geöffnetem Zustand befindet, und
- aktiviert ist, wenn sich das zweite Hydraulikventil (19) in geschlossenem Zustand befindet.
Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die den Druck- räum (9) begrenzende Stirnfläche (29) des zweiten Nehmerkolbens (7, 7'), die Stirnfläche (18) kleineren Durchmessers und die Stirnfläche (28) der Durchmesserstufe (17) gleich groß sind.
3. Ventiltrieb nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Nehmerkolben (6, 7) Gleichteile sind.
4. Ventiltrieb nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Nehmerkolben (6, 7) in Nehmerzylindern (15, 16) geführt sind und an deren Stirnflächen (18) kleineren Durchmessers über eine Überströmleitung (20) miteinander und mit einem Hochdruckspeicher (25) hydraulisch verbunden sind, wobei die Mündungen der Überströmleitung (20) in den Nehmerzylindern (15, 16) derart angeordnet sind, dass die Mündungen bis zum Erreichen eines vorbestimmten Öffnungshubs der Nehmerkolben (6, 7) von diesen verschlossen sind.
5. Ventiltrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Hydraulikventil (19) ein 3/2 -Wegeventil ist, das im geöffneten Zustand die Überströmleitung (20) hydraulisch mit dem Druckraum (9) verbindet.
6. Ventiltrieb nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Überströmleitung (20) mit dem Druckentlastungsraum (1 1 ) hydraulisch verbunden ist und dass in der Verbindung zwischen der Überströmleitung und dem Druckentlastungsraum (10) ein Rückschlagventil (26) angeordnet ist, das zum Hochdruckspeicher (25) hin öffnet.
7. Ventiltrieb nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass nur der erste Nehmerkolben (6) im Durchmesser gestuft ist.
8. Ventiltrieb nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Neh- merkolben (6) an dessen Stirnfläche (18) kleineren Durchmessers über eine
Druckausgleichsleitung (35) mit dem Druckentlastungsraum (1 1 ) hydraulisch verbunden ist und dass in der Druckausgleichsleitung (35) ein Rückschlagventil (36) angeordnet ist, das zum ersten Nehmerkolben (6) hin öffnet.
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