EP1607592A2 - Ventilantrieb - Google Patents

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Publication number
EP1607592A2
EP1607592A2 EP05012201A EP05012201A EP1607592A2 EP 1607592 A2 EP1607592 A2 EP 1607592A2 EP 05012201 A EP05012201 A EP 05012201A EP 05012201 A EP05012201 A EP 05012201A EP 1607592 A2 EP1607592 A2 EP 1607592A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
actuator
valve drive
drive according
piston
valve
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP05012201A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Rudolf Scheidl
Andreas Plöckinger
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Innio Jenbacher GmbH and Co OG
Original Assignee
GE Jenbacher GmbH and Co OHG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by GE Jenbacher GmbH and Co OHG filed Critical GE Jenbacher GmbH and Co OHG
Publication of EP1607592A2 publication Critical patent/EP1607592A2/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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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
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/02—Valve drive
    • F01L1/04—Valve drive by means of cams, camshafts, cam discs, eccentrics or the like
    • F01L1/08—Shape of cams
    • 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
    • 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

  • the present invention relates to a valve drive with a first actuator for opening and / or closing a gas exchange valve, in particular an internal combustion engine, and a separate second actuator for the valve clearance compensation of the gas exchange valve.
  • Valve actuators with a lash adjuster are known in the art basically known.
  • the reasons for the valve play are versatile. So occurs during the entire life cycle of a gas exchange valve mechanical wear on the valve seat on. Especially with large engines it comes through the long valve stems used there the gas exchange valves to considerable thermal expansion, which also has a Require valve clearance compensation. For large engines this is usually over the life cycle a gas exchange valve across a valve clearance of up to 4 mm compensate.
  • a hydraulically operated plunger cylinder a plunger as a second actuator for the valve clearance compensation of the gas exchange valve during the opening and closing of the gas exchange valve from a first Actuator e.g. made in the form of acting on the cylinder cam of a camshaft becomes.
  • the second actuator for the valve clearance compensation when opening and closing the gas exchange valve as stiff as possible or rigid in its length remains to a relatively stiff transmission caused by the first actor To ensure lifting movement and thus a low sinking of the second actuator.
  • the valve clearance should be output when the engine valves are closed.
  • valve actuators can the stiffness of the second Actors when opening and closing the gas exchange valve to be desired. This is common due to problems with a very high air content in the hydraulic fluid.
  • the object of the invention is therefore to a generic valve drive such improve that these problems are avoided.
  • the second actuator as a double-acting, preferably hydraulic, piston-cylinder arrangement with at least two with pressure can be acted upon active surfaces.
  • the invention is thus in a system with a first actuator for opening and Close the gas exchange valve and a separate second actuator for the Valve clearance compensation provided, the second actuator as a double-acting cylinder train.
  • This has at least two, preferably opposite, druckbeetzschlagbare Active surfaces.
  • the measure according to the invention makes it possible to to work with higher system pressures for the lash adjuster.
  • Vontilantriebe invention in favorable variants pressurization with at least 100 bar, preferably at least 200 bar, before.
  • this is one Valve drive created, the second actuator for the valve clearance compensation in the Lifting movement to open or close the gas valve is very stiff.
  • initially existing air pockets in the cylinder chamber at high pressures quickly displaced. The ready state can therefore be with high Press quickly.
  • the first actuator substantially in the piston of the piston-cylinder arrangement of the second actuator is arranged.
  • the first actuator hydraulically or pneumatically or electrically be operable.
  • a compact design but also achieved by the first Actuator has a sleeve, preferably a sleeve-shaped piston, wherein the Piston cylinder arrangement of the second actuator substantially in the sleeve, preferably in the sleeve-shaped piston is arranged.
  • the first actuator can be hydraulic or pneumatically or electrically or by means of a cam, preferably a camshaft, be operable.
  • Valve actuators according to the invention are suitable for both small and large engines used. They generally have a high dynamics in the adjustment. The sinking of the second actuator during a period is very well adjustable.
  • FIG. 2 shows a first variant of a valve drive according to the invention.
  • the Gas exchange valve 2 is driven by the first actuator 1.
  • This works at this Embodiment with a hydraulic principle and comprises a cylinder in which a Plunger 32 is guided.
  • the return spring 17 of the first actuator 1 is in the cylinder integrated.
  • the supply line 8 provided for the supply of the first actuator with hydraulic fluid.
  • the entire first actuator 1 is to achieve a compact as possible Construction arranged within the piston 25 of the second actuator 3.
  • the piston-cylinder assembly according to the invention for the lash adjuster is designed as a synchronous cylinder, i. e. the effective areas A1 and A2, which each at least partially limit a compensation chamber, are the same size.
  • One central principle of the valve clearance compensation is based on two in the embodiment shown Compensating chamber - the lower compensation chamber 5 and the upper compensation chamber 4. These are via the inlet bore 6 and the inlet throttles 14 and 15 with Supplied hydraulic fluid.
  • a pressure of at least 100 bar, more preferably of at least 200 bar is preferred.
  • the short sealing bars 14 and 15 represent the inlet throttles.
  • the chokes 14, 15 can by means of the diameter clearance be set very fine.
  • additional sealing webs or outlet throttles 12 and 13 are provided. Through them, the hydraulic fluid flows to the two drain lines 7 and 11, to then in a tank not shown here to drain.
  • the permeability or the throttle coefficient of the outlet throttles 12 and 13 can in turn be adjusted by means of the diameter clearance.
  • This arrangement corresponds to the hydraulic circuit diagram shown in Fig. 3, where pS the system pressure of preferably at least 100 bar or at least 200 bar or optionally represents at least 300 bar and pT represents the discharge tank.
  • the spring 16 are omitted when a corresponding Adjustment of the diameter clearance of the outlet throttles 12 and 13 and optionally the Inlet throttles 14 and 15 is ensured that in the lower compensation chamber 5 a higher pressure than in the upper compensation chamber 4 prevails.
  • the own Throttling according to different throttle coefficients, being in the lower Compensation chamber 5, a higher pressure than in the upper compensation chamber 4 sets. This pressure difference leads to a resultant force, which the piston 25 upwards suppressed.
  • the first actuator 1 is thus substantially within the second Actuator 3 floating.
  • the cylinder of the second actuator 3 is for a simple Disassembly and assembly of two e.g. screwed together Cylinder elements 9 and 10 constructed. To a mounting and dismounting of the first actuator 1 to allow, is also recommended for the piston 25 in all variants with im Piston 25 arranged first actuator 1 a not executed in detail clamshell Construction.
  • FIG. 4 a further embodiment of the invention is shown.
  • This one is double acting piston-cylinder assembly of the lash adjuster as a differential piston-cylinder assembly formed with two different sized effective areas A1 and A2.
  • the additional elastic element 16 can likewise be avoided.
  • Even at the same throttle coefficients of the intake throttles 14 and 15 and thus the same size Pressing in the compensation chambers 4 and 5 engage the different sizes Active surfaces A1 and A2 different sized forces.
  • the first actuator 1 is also inside the piston 25 in this embodiment of the second actuator 3 is arranged. However, it is in this variant as an electric drive executed.
  • the opening and closing of the inlet and outlet valve 2 results in this case the interaction of the return springs 17 and 18 and the magnetic coils 19 and 20.
  • Die electrical leads and the controls of the coils 19 and 20 can as in Be executed prior art known.
  • the electrical leads is recommended the use of flexible cables or electric slip rings.
  • the opening and closing takes place the gas exchange valve 2.
  • the substantially central arrangement of the supply line 6 and the Forming the outlet throttles 12 and 13 and the associated discharge lines 7 and 11 corresponds to the embodiment of FIG. 2.
  • FIG. 5 another embodiment is shown, in which now the piston 25 of the second actuator arranged in a cylinder formed by the two elements 9 and 10 is, wherein this cylinder is part of the first actuator 1.
  • the first actuator 1 has in this Embodiment, the cam 21 and the return spring 17 and the elements of the 9th and 10 formed sleeve in which the second actuator 3 is housed on.
  • the Valve play compensation piston 25 is exemplified here via the conical seat 22, a split Ring 23 and a locking ring 24 connected to the gas exchange valve 2. That from the Both elements 9 and 10 formed cylinder housing is axially guided in the engine block 26.
  • For the permanent supply of the supply line 6 and the corresponding disposal of Drain lines 7 and 11 is provided via corresponding annular spaces 32.
  • the second actuator 3 can, as shown, as Gleichgangzylinder but also, as shown in Fig. 4, as Differential cylinder may be formed. Also the setting of different pressures in the Working spaces 4 and 5 by appropriate throttle coefficients of the chokes 12 and 13 or 12, 13, 14 and 15 can be realized in this variant. In the illustrated embodiment However, the throttles 14 and 15 have the same throttle coefficients.
  • the relative shift between the cylinder formed by the elements 9 and 10 and the Valve play compensation piston 25 is formed by the elastic element 16, preferably in turn ensures a coil spring. Also in this embodiment can instead of the cam 1 another hydraulically or electrically operated first actuator. 1 be provided. Overall, those in the various embodiments variants shown are combined in different ways, so that the invention is not limited to the embodiments shown.
  • the throttles 12, 13, 14 and 15 can in other not explicitly shown embodiments, for example, as a separate Chokes are running.
  • the second actuator is preferably designed hydraulically and is operated with hydraulic fluid. However, in the embodiments shown it is also possible to operate the second actuator 3 pneumatically.
  • the driving fluid is in In this case, a gas, preferably air.

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Abstract

Ventilantrieb mit einem ersten Aktor (1) zum Öffnen und/oder Schließen eines Gaswechselventils (2), insbesondere einer Brennkraftmaschine, und einem gesonderten zweiten Aktor (3) für den Ventilspielausgleich des Gaswechselventils (2), wobei der zweite Aktor (3) als doppelt wirkende, vorzugsweise hydraulische, Kolbenzylinderanordnung mit mindestens zwei mit Druck beaufschlagbaren Wirkflächen (A1, A2) ausgebildet ist. <IMAGE>

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft einen Ventilantrieb mit einem ersten Aktor zum Öffnen und/oder Schließen eines Gaswechselventils, insbesondere einer Brennkraftmaschine, und einem gesonderten zweiten Aktor für den Ventilspielausgleich des Gaswechselventils.
Ventilantriebe mit einer Vorrichtung zum Ventilspielausgleich sind beim Stand der Technik grundsätzlich bekannt. Die Gründe für das Ventilspiel sind vielseitig. So tritt während des gesamten Lebenszyklus eines Gaswechselventils mechanischer Verschleiß am Ventilsitz auf. Vor allem bei Großmotoren kommt es durch die dort verwendeten langen Ventilschäfte der Gaswechselventile zu erheblichen Wärmeausdehnungen, die ebenfalls einen Ventilspielausgleich erfordern. So ist bei Großmotoren in der Regel über den Lebenszyklus eines Gaswechselventils hinweg ein Ventilspiel von bis zu 4 mm auszugleichen.
Beim Stand der Technik ist es bekannt, einen hydraulisch betriebenen Plungerzylinder mit einem Tauchkolben als zweiten Aktor für den Ventilspielausgleich des Gaswechselventils vorzusehen, während das Öffnen und Schließen des Gaswechselventils von einem ersten Aktor z.B. in Form einer auf den Zylinder wirkenden Nocke einer Nockenwelle vorgenommen wird. Grundsätzlich ist es wünschenswert, dass der zweite Aktor für den Ventilspielausgleich beim Öffnen und Schließen des Gaswechselventils möglichst steif bzw. starr in seiner Länge verharrt, um eine relativ steife Übertragung der vom ersten Aktor hervorgerufenen Hubbewegung und damit ein geringes Einsinken des zweiten Aktors zu gewährleisten. Andererseits soll bei geschlossenen Motorventilen das Ventilspiel ausgegeben werden. Bei den beim Stand der Technik bekannten Ventilantrieben lässt die Steifigkeit des zweiten Aktors beim Öffnen und Schließen des Gaswechselventils zu wünschen übrig. Dies ist häufig auf Probleme mit einem sehr hohen Luftgehalt in der Hydraulikflüssigkeit zurückzuführen.
Aufgabe der Erfindung ist es somit, einen gattungsgemäßen Ventilantrieb derart zu verbessern, dass diese Probleme vermieden sind.
Dies wird erfindungsgemäß erreicht, indem der zweite Aktor als doppelt wirkende, vorzugsweise hydraulische, Kolbenzylinderanordnung mit mindestens zwei mit Druck beaufschlagbaren Wirkflächen ausgebildet ist.
Erfindungsgemäß ist somit bei einem System mit einem ersten Aktor zum Öffnen und Schließen des Gaswechselventils und einem gesonderten zweiten Aktor für den Ventilspielausgleich vorgesehen, den zweiten Aktor als doppelt wirkenden Zylinder auszubilden. Dieser besitzt mindestens zwei, vorzugsweise entgegengesetzt, druckbeaufschlagbare Wirkflächen. Durch die erfindungsgemäße Maßnahme ist es nun möglich, mit höheren Systemdrücken für den Ventilspielausgleich zu arbeiten. So sehen erfindungsgemäße Vontilantriebe in günstigen Varianten eine Druckbeaufschlagung mit mindestens 100 bar, vorzugsweise mit mindestens 200 bar, vor. Insgesamt wird dadurch ein Ventilantrieb geschaffen, dessen zweiter Aktor für den Ventilspielausgleich bei der Hubbewegung zum Öffnen oder Schließen des Gasventils sehr steif ist. Darüber hinaus sind bei entsprechend hohen Drücken Probleme mit Lufteinschlüssen in Hydraulikflüssigkeiten vermieden. Außerdem werden anfänglich vorhandene Lufteinschlüsse im Zylinderraum bei hohen Drücken schnell verdrängt. Der betriebsbereite Zustand lässt sich daher mit hohen Drücken schnell erreichen.
Um eine kompakte Bauweise zu gewährleisten, ist es vorzugsweise vorgesehen, dass der erste Aktor im Wesentlichen im Kolben der Kolbenzylinderanordnung des zweiten Aktors angeordnet ist. Hierbei kann der erste Aktor hydraulisch oder pneumatisch oder elektrisch betätigbar sein. Alternativ wird eine kompakte Bauweise aber auch erreicht, indem der erste Aktor eine Hülse, vorzugsweise einen hülsenförmigen Kolben, aufweist, wobei die Kolbenzylinderanordnung des zweiten Aktors im Wesentlichen in der Hülse, vorzugsweise im hülsenförmigen Kolben, angeordnet ist. Hier kann dann der erste Aktor hydraulisch oder pneumatisch oder elektrisch oder mittels einer Nocke, vorzugsweise einer Nockenwelle, betätigbar sein.
Erfindungsgemäße Ventilantriebe sind sowohl für Klein- als auch für Großmotoren einsetzbar. Sie weisen generell eine hohe Dynamik bei der Verstellung auf. Das Einsinken des zweiten Aktors während einer Periode ist sehr gut einstellbar.
Weitere Vorteile und Einzelheiten der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Figurenbeschreibung. Dabei zeigt:
Fig. 1
einen gattungsgemäßen Ventilspielausgleich gemäß dem Stand der Technik,
Fig. 2
eine erste erfindungsgemäße Variante,
Fig. 3
eine hydraulische Schemadarstellung,
Fig. 4
ein zweites erfindungsgemäßes Ausführungsbeispiel und
Fig. 5
ein drittes erfindungsgemäßes Ausführungsbeispiel.
Beim Stand der Technik ist es, wie in Fig. 1 gezeigt, üblich, für den Ventilspielausgleich einen einfach wirkenden Zylinder 30 mit nur einer druckbeaufschlagbaren Wirkfläche 29 zu verwenden. Hierbei bilden der Tauchkolben 27, der Zylinder 30 sowie die Rückstellfeder 16 den zweiten Aktor für den Ventilspielausgleich. Das Öffnen und Schließen des Gaswechselventils 2 erfolgt aus dem Zusammenspiel der Nocke 21 und der Rückstellfeder 17. Diese bilden somit den ersten Aktor 1. Zwischen dem zweiten Aktor 3 und der Nocke 21 erfolgt der spielfreie Ausgleich durch Nachfüllen von Öl über das Rückschlagventil 28. Die treibende Kraft für diese Ausgleichsbewegung kommt von der Ausgleichsfeder 16 des zweiten Aktors. Wird das Gaswechselventil 2 mittels der Nocke 21 geöffnet, so schließt das Rückschlagventil aufgrund des Druckaufbaus im Arbeitsraum 31 des Zylinders 30. Das Ölvofumen im zweiten Aktor 3 muss sehr klein gehalten werden, um eine zumindest einigermaßen steife Übertragung und ein geringes Einsinken des zweiten Aktors 3 zu erreichen.
In Fig. 2 ist eine erste erfindungsgemäße Variante eines Ventilantriebs dargestellt. Das Gaswechselventil 2 wird mittels des ersten Aktors 1 angetrieben. Dieser arbeitet bei dieser Ausführungsform mit einem hydraulischen Prinzip und umfasst einen Zylinder, in dem ein Tauchkolben 32 geführt ist. Die Rückstellfeder 17 des ersten Aktors 1 ist in den Zylinder integriert. Für die Versorgung des ersten Aktors mit Hydraulikfluid ist die Versorgungsleitung 8 vorgesehen. Der gesamte erste Aktor 1 ist zum Erreichen einer möglichst kompakten Bauweise innerhalb des Kolbens 25 des zweiten Aktors 3 angeordnet. Im Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 2 ist die erfindungsgemäße Kolben-Zylinderanordnung für den Ventilspielausgleich als Gleichgangzylinder ausgebildet, d.h. die Wirkflächen A1 und A2, welche jeweils eine Ausgleichskammer zumindest teilweise begrenzen, sind gleich groß. Ein zentrales Prinzip des Ventilspielausgleichs beruht im gezeigten Ausführungsbeispiel auf zwei Ausgleichskammem - der unteren Ausgleichskammer 5 und der oberen Ausgleichskammer 4. Diese werden über die Zulaufbohrung 6 und über die Einlassdrosseln 14 und 15 mit Hydraulikfluid versorgt. Vorzugsweise liegt an der Zuleitung 6 ein Druck von mindestens 100 bar, besonders bevorzugt von mindestens 200 bar an. Wirkt nun durch die Beschleunigung des Gaswechselventils 2 eine resultierende Kraft auf den zweiten Aktor 3 nach oben, so bewegt sich der Kolben 25 nach oben und es steigt der Druck in der oberen Ausgleichskammer 4, wodurch der Bewegung entgegengewirkt wird. Damit kommt es zu einem geringen Einsinken des Gesamtsystems. Bei entgegengesetzt gerichteter Kraft steigt analog der Druck in der unteren Ausgleichskammer 5. Die kurzen Dichtstege 14 und 15 stellen die Einlassdrosseln dar. Sie liegen zwischen der Zuleitung 6 und den Ausgleichskammem 4 und 5. Die Drosseln 14, 15 können mittels des Durchmesserspieles sehr fein eingestellt werden. Um das Verhalten des Systems besser beeinflussen und vor allem den Verbrauch an Hydraulikfluid beeinflussen zu können, sind zusätzliche Dichtstege bzw. Auslassdrosseln 12 und 13 vorgesehen. Durch sie fließt das Hydraulikfluid zu den beiden Abflussleitungen 7 und 11, um dann in einen hier nicht weiter dargestellten Tank abzufließen. Die Durchlässigkeit bzw. der Drosselbeiwert der Auslassdrosseln 12 und 13 kann wiederum mittels des Durchmesserspiels eingestellt werden. Diese Anordnung entspricht dem in Fig. 3 dargestellten hydraulischen Schaltplan, wobei pS den Systemdruck von vorzugsweise mindestens 100 bar bzw. mindestens 200 bar bzw. gegebenenfalls mindestens 300 bar repräsentiert und pT den Ablasstank darstellt. Um das entstehende Ventilspiel mit dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel ausgleichen zu können, muss während der Hubphase eine Kraft den Kolben 25 mit dem darin angeordneten ersten Aktor 1 nach oben verschieben. Diese resultierende Kraft kann mittels einer Feder 16 erreicht werden. Diese ist wiederum vorzugsweise als Schraubenfeder ausgebildet. Es kann alternativ aber auch ein anderes beim Stand der Technik bekanntes zusätzliches elastisches Element anstelle der Schraubenfeder vorgesehen sein.
In einer weiteren hier nicht explizit dargestellten Variante kann bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 2 auch die Feder 16 weggelassen werden, wenn über eine entsprechende Einstellung des Durchmesserspiels der Auslassdrosseln 12 und 13 sowie gegebenenfalls der Einlassdrosseln 14 und 15 dafür gesorgt wird, dass in der unteren Ausgleichskammer 5 ein höherer Druck als in der oberen Ausgleichskammer 4 herrscht. In diesem Fall besitzen die Drosseln entsprechend unterschiedliche Drosselbeiwerte, wobei sich in der unteren Ausgleichskammer 5 ein höherer Druck als in der oberen Ausgleichskammer 4 einstellt. Dieser Druckunterschied führt zu einer resultierenden Kraft, die den Kolben 25 nach oben drückt.
Bei beiden Varianten wird der Kolben 25 beim Schließen des Gaswechselventils 2 von der Aktorkraft wieder nach unten gezogen. Durch das geschilderte Wechselspiel erfolgt bei jedem Öffnungs- und Schließhub des ersten Aktors 1 ein entsprechender Ventilspielausgleich. Durch die Drosselwirkung der Einlassdrosseln 14 und 15 ist diese Bewegung gedämpft. Der erste Aktor 1 ist somit im Wesentlichen innerhalb des zweiten Aktors 3 schwimmend gelagert. Der Zylinder des zweiten Aktors 3 ist für ein einfaches Auseinander- und Zusammenbauen aus zwei z.B. miteinander verschraubbaren Zylinderelementen 9 und 10 aufgebaut. Um ein Ein- und Ausbauen des ersten Aktors 1 zu ermöglichen, empfiehlt sich auch für den Kolben 25 bei allen Ausführungsvarianten mit im Kolben 25 angeordnetem erstem Aktor 1 ein hier nicht im Detail ausgeführter zweischaliger Aufbau.
In Fig. 4 ist eine weitere Ausführungsform der Erfindung dargestellt. Bei dieser ist die doppelt wirkende Kolben-Zylinderanordnung des Ventilspielausgleichs als Differential-Kolben-Zylinderanordnung mit zwei unterschiedlich großen Wirkflächen A1 und A2 ausgebildet. Hierdurch kann ebenfalls das zusätzliche elastische Element 16 vermieden werden. Selbst bei gleich großen Drosselbeiwerten der Einlassdrosseln 14 und 15 und damit gleich großen Drücken in den Ausgleichskammern 4 und 5 greifen an den unterschiedlich großen Wirkflächen A1 und A2 unterschiedlich große Kräfte an. Hieraus entsteht im gezeigten Ausführungsbeispiel eine resultierende Kraft nach oben, die für den Ventilspielausgleich sorgt. Der erste Aktor 1 ist auch bei diesem Ausführungsbeispiel innerhalb des Kolbens 25 des zweiten Aktors 3 angeordnet. Er ist jedoch in dieser Variante als elektrischer Antrieb ausgeführt. Das Öffnen und Schließen des Ein- und Auslassventils 2 resultiert hierbei aus dem Zusammenwirken der Rückstellfedern 17 und 18 und der Magnetspulen 19 und 20. Die elektrischen Zuleitungen und die Ansteuerungen der Spulen 19 und 20 können wie beim Stand der Technik bekannt ausgeführt sein. Für die elektrischen Zuleitungen empfiehlt sich die Verwendung von flexiblen Leitungen oder elektrischen Schleifringen. Durch abwechselndes An- und Ausschalten der Spulen 19 und 20 erfolgt das Öffnen und Schließen des Gaswechselventils 2. Die im Wesentlichen zentrale Anordnung der Zuleitung 6 sowie die Ausbildung der Auslassdrosseln 12 und 13 sowie der diesen zugeordneten Abflussleitungen 7 und 11 entspricht dem Ausführungsbeispiel aus Fig. 2.
In Fig. 5 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel dargestellt, bei dem nun der Kolben 25 des zweiten Aktors in einem von den beiden Elementen 9 und 10 gebildeten Zylinder angeordnet ist, wobei dieser Zylinder Teil des ersten Aktors 1 ist. Der erste Aktor 1 weist in diesem Ausführungsbeispiel die Nocke 21 und die Rückstellfeder 17 sowie die aus den Elementen 9 und 10 gebildete Hülse, in der der zweite Aktor 3 untergebracht ist, auf. Der Ventilspielausgleichskolben 25 ist hier beispielhaft über den Kegelsitz 22, einen geteilten Ring 23 und einen Sicherungsring 24 mit dem Gaswechselventil 2 verbunden. Das aus den beiden Elementen 9 und 10 gebildete Zylindergehäuse ist im Motorblock 26 axial geführt. Für die permanente Versorgung der Zuleitung 6 und die entsprechende Entsorgung der Abflussleitungen 7 und 11 ist über entsprechende Ringräume 32 gesorgt. Der zweite Aktor 3 kann, wie dargestellt, als Gleichgangzylinder aber auch, wie in Fig. 4 gezeigt, als Differentialzylinder ausgebildet sein. Auch das Einstellen unterschiedlicher Drücke in den Arbeitsräumen 4 und 5 durch entsprechende Drosselbeiwerte der Drosseln 12 und 13 bzw. 12, 13, 14 und 15 ist in dieser Variante realisierbar. Im gezeigten Ausführungsbeispiel besitzen die Drosseln 14 und 15 jedoch gleiche Drosselbeiwerte. Die relative Verschiebung zwischen dem aus den Elementen 9 und 10 gebildeten Zylinder und dem Ventilspielausgleichskolben 25 wird durch das elastische Element 16, vorzugsweise wiederum eine Schraubenfeder gewährleistet. Auch bei diesem Ausführungsbeispiel kann anstelle der Nocke 1 ein anderer hydraulisch oder elektrisch betriebener erster Aktor 1 vorgesehen sein. Insgesamt können die in den verschiedenen Ausführungsbeispielen gezeigten Varianten in unterschiedlicher Weise kombiniert werden, sodass die Erfindung nicht auf die gezeigten Ausführungsbeispiele beschränkt ist.
Um einerseits das geringe Einsinken des Ventilspielausgleichs bei der Hubbewegung des Gaswechselventils 2 und andererseits einen geringen Leistungsbedarf des Systems entkoppelt voneinander einstellen zu können, ist es vorgesehen, die Auslassdrosseln 12 und 13 zu verwenden, um den Gesamtverbrauch des Systems einzustellen. Sie besitzen hierfür vorzugsweise einen deutlich größeren Drosselbeiwert als die Einlassdrosseln 14 und 15. Damit stellt sich in den Ausgleichskammern 4 und 5 annähernd der Systemdruck pS ein. Für das Einsinken während der Hubphase überwiegt der Einfluss der beiden Einlassdrosseln 14 und 15, welche günstigerweise den kleineren Drosselbeiwert aufweisen. Hierdurch sind die beiden geschilderten Anforderungen voneinander entkoppelt, wobei durch die Auslassdrosseln 12 und 13 ein insgesamt geringer Leistungs- bzw. Fluidverbrauch des zweiten Aktors sichergestellt werden kann. Die Drosseln 12, 13, 14 und 15 können in weiteren hier nicht explizit dargestellten Ausführungsformen zum Beispiel auch als separate Drosseln ausgeführt sein. Der zweite Aktor ist bevorzugt hydraulisch ausgebildet und wird mit Hydraulikflüssigkeit betrieben. Bei den gezeigten Ausführungsbeispielen ist es jedoch auch möglich, den zweiten Aktor 3 pneumatisch zu betreiben. Das antreibende Fluid ist in diesem Fall ein Gas, vorzugsweise Luft.

Claims (14)

  1. Ventilantrieb mit einem ersten Aktor zum Öffnen und/oder Schließen eines Gaswechselventils, insbesondere einer Brennkraftmaschine, und einem gesonderten zweiten Aktor für den Ventilspielausgleich des Gaswechselventils, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Aktor (3) als doppelt wirkende, vorzugsweise hydraulische, Kolbenzylinderanordnung mit mindestens zwei mit Druck beaufschlagbaren Wirkflächen (A1, A2) ausgebildet ist.
  2. Ventilantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die doppelt wirkende Kolbenzylinderanordnung mindestens zwei gleich große Wirkflächen (A1, A2) und der zweite zusätzliche Aktor (3) ein zusätzliches elastisches Element, vorzugsweise eine zusätzliche Schraubenfeder (16), aufweist.
  3. Ventilantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die doppelt wirkende Kolbenzylinderanordnung als Differenzialkolbenzylinderanordnung mit mindestens zwei unterschiedlich großen Wirkflächen (A1, A2) ausgebildet ist.
  4. Ventilantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Aktor (1) im Wesentlichen im Kolben (25) der Kolbenzylinderanordnung des zweiten Aktors (3) angeordnet ist.
  5. Ventilantrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Aktor (1) hydraulisch oder pneumatisch oder elektrisch betätigbar ist.
  6. Ventilantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Aktor (1) eine Hülse (9, 10), vorzugsweise einen hülsenförmigen Kolben, aufweist, wobei die Kolbenzylinderanordnung des zweiten Aktors (3) im Wesentlichen in der Hülse (9, 10), vorzugsweise im hülsenförmigen Kolben, angeordnet ist.
  7. Ventilantrieb nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Aktor (1) hydraulisch oder pneumatisch oder elektrisch oder mittels einer Nocke, vorzugsweise einer Nockenwelle, betätigbar ist.
  8. Ventilantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Wirkflächen (A1, A2) jeweils eine Ausgleichskammer (4, 5) zumindest teilweise begrenzen und zwischen jeder Ausgleichskammer (4, 5) und einer Zuleitung (6) für unter Druck stehendes Fluid jeweils eine Einlassdrossel (14, 15) angeordnet ist.
  9. Ventilantrieb nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Zuleitung (6) im Wesentlichen zentral zwischen den Einlassdrosseln (14, 15) angeordnet ist.
  10. Ventilantrieb nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass an die Zuleitung (6) ein Druck von mindestens 100 bar, vorzugsweise von mindestens 200 bar, anlegbar ist.
  11. Ventilantrieb nach einem der Ansprüche 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Einlassdrosseln (14, 15) unterschiedliche Drosselbeiwerte aufweisen.
  12. Ventilantrieb nach einem der Ansprüche 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen jeder Ausgleichskammer (4, 5) und zumindest einer Abflussleitung (7, 11) zum Abfließen des Fluids jeweils eine Auslassdrossel (12, 13) angeordnet ist.
  13. Ventilantrieb nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass der Drosselbeiwert der Auslassdrosseln (12, 13) größer als Drosselbeiwert der Einlassdrosseln (14, 15) ist.
  14. Ventilantrieb nach einem der Ansprüche 8 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass das Fluid eine Hydraulikflüssigkeit oder ein Gas ist.
EP05012201A 2004-06-16 2005-06-07 Ventilantrieb Withdrawn EP1607592A2 (de)

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