EP0455763A1 - Hydraulische ventilsteuervorrichtung für eine mehrzylinder-brennkraftmaschine. - Google Patents

Hydraulische ventilsteuervorrichtung für eine mehrzylinder-brennkraftmaschine.

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EP0455763A1
EP0455763A1 EP19900915300 EP90915300A EP0455763A1 EP 0455763 A1 EP0455763 A1 EP 0455763A1 EP 19900915300 EP19900915300 EP 19900915300 EP 90915300 A EP90915300 A EP 90915300A EP 0455763 A1 EP0455763 A1 EP 0455763A1
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EP
European Patent Office
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valve
control
piston
pressure
control device
Prior art date
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Application number
EP19900915300
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English (en)
French (fr)
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EP0455763B1 (de
Inventor
Helmut Rembold
Ernst Linder
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Publication date
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Application granted granted Critical
Publication of EP0455763B1 publication Critical patent/EP0455763B1/de
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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/10—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic
    • F01L9/11—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic in which the action of a cam is being transmitted to a valve by a liquid column
    • F01L9/12—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic in which the action of a cam is being transmitted to a valve by a liquid column with a liquid chamber between a piston actuated by a cam and a piston acting on a valve stem
    • F01L9/14—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic in which the action of a cam is being transmitted to a valve by a liquid column with a liquid chamber between a piston actuated by a cam and a piston acting on a valve stem the volume of the chamber being variable, e.g. for varying the lift or the timing of a valve
    • 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
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/3442—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/34423—Details relating to the hydraulic feeding circuit
    • F01L2001/34446—Fluid accumulators for the feeding circuit

Definitions

  • Hydraulic valve control device for a multi-cylinder internal combustion engine
  • the invention is based on a hydraulic valve control device for an internal combustion engine according to the preamble of the main claim.
  • the pressure line is controlled via a 2/2-way valve by, according to a special embodiment (FIGS. 8 and 9), the directional valve in one switch ⁇ position connects the pressure line to the pressure chamber of a valve tappet and in the other switching position to the pressure chamber of another valve tappet and this using only a single liquid memory for both pressure rooms.
  • One control position of the solenoid valve is used for two engine intake valves and only one accumulator is used for both intake valves.
  • the precision of the control ie how exactly the desired opening time cross-section of the engine valve can be reached, depends, in particular at high speeds, on the size of the total oil volume that has to be pushed back and forth in the control and how many control channels must flow through with appropriate control cross-sections.
  • the solenoid valve is particularly noteworthy for the costs and the susceptibility to malfunction of such a hydraulic valve control device, the possible switching frequency of these solenoid valves being far from being used in motors of the usual maximum speed.
  • valve control device with the characterizing features of the main claim has the advantage that the storage piston only has to be shifted slightly from its rest position in order to switch on the liquid reservoir, ie to open the connection between the pressure line and the reservoir. All possible control devices are conceivable for such a slight displacement. In any case, however, the accumulator piston is only moved further if a corresponding hydraulic pressure is present in the pressure chamber of the valve lifter, which can only be present if the drive cam acts on this valve lifter. Accordingly, in all those valve control units in which the drive cam is not currently active, the displacement of the storage piston from its rest position has no further effect.
  • the bottom edge of the accumulator piston which cooperates with a fixed seat, is preferably used for this control, so that in the rest or initial position of the accumulator piston the pressure channel is delimited radially by the circumferential surface of the accumulator piston, while the accumulator space by the end face is limited.
  • a ring be formed around the circumferential surface, so that the pressure channel opens into this annular groove, as in the above-mentioned valve control device.
  • this "storage solenoid valve” is open when de-energized, so that when the magnet is not energized, the pressure that expands from the pressure chamber via the pressure channel during the opening action of the drive cam shifts the storage piston from the storage space, as well as when the power supply fails .
  • valve control device enables the actual control device to be uncoupled from the high-pressure valve store.
  • a slide control of the storage piston can of course also be provided, according to which the pressure channel is only connected to the storage space after a certain minimum path of the storage piston has been covered.
  • the storage piston is displaceable from its rest position by means of a control piston, the control piston for its adjustment, which results in the displacement of the storage piston, being acted upon by low-pressure control liquid in its working space.
  • beatable which can be fed from a liquid source (engine oil circuit) via a control line to the work area and the control line can be controlled by the solenoid valve.
  • control piston is additionally loaded in the direction of the storage piston by a spring.
  • this is a relatively weak spring, it nevertheless ensures that there is a positive connection between the accumulator pistons and the control pistons in order to avoid any advance causing a control error.
  • a radially sealingly guided pressure pin is used for the movement and force transmission between the control piston and the storage piston.
  • a pressure pin enables a largely free cross-section selection of the control piston, so that, despite the low pressure of the control liquid, a sufficient actuating force is ensured for safely lifting the storage piston out of its rest position.
  • the frictional forces of a radial seal on such a pressure pin are lower than in the case of a control piston of relatively large diameter.
  • a further advantageous embodiment of the invention which is also claimed for itself and refers to a ehrzylindrige internal combustion engine 'in which each engine cylinder is associated with a valve control unit, are simultaneously several such Pressure lines controlled by only one solenoid valve, in which only those valve control units are controlled by the solenoid valve in each case in which the drive caused by the engine camshaft with drive cams does not overlap in time.
  • several pressure lines connecting the pressure chamber of the valve tappet with the respective storage chamber can be controlled with only one solenoid valve, so that costs for unnecessary solenoid valves are saved and, in addition, the susceptibility to faults is reduced.
  • the accumulators can be arranged very close to the valve lifters in order to keep the control volume and the construction volume as small as possible. The assignment of a valve tappet to a storage piston, which is important for good control precision, is advantageously retained.
  • engine oil is used as the liquid source under delivery pressure and can be removed from the engine oil circuit usually present in every engine without an additional pump.
  • an extra control oil circuit for the engine valve control can be present in multi-cylinder internal combustion engines.
  • the working space of the control piston is on the control line is connected upstream of the solenoid valve, a throttle being present in the control line upstream of this connection.
  • This throttle decouples the area between the throttle and the solenoid valve, so that when the solenoid valve is open, the pressure in this intermediate section drops to such an extent that the control piston or accumulator piston remains loaded in its initial or rest position by the accumulator spring. It is a kind of passive control, in which an adjustment is only carried out when the solenoid valve is closed and this creates a back pressure in the control line.
  • the solenoid valve is designed as a 2/2-way valve.
  • such a valve can be designed to be extremely simple, since an absolute tightness is not required and leakages do not have a disturbing effect " as long as the amount of oil flowing in through the throttle maintains the dynamic pressure.
  • the pressure remains open when the solenoid valve is open Control fluid which flows through regularly causes all the rooms to be filled up evenly and the liquid in the control line to be renewed evenly.
  • the working space of the control piston is downstream of the solenoid valve on the control line connected. It is hereby achieved that the pump for the control liquid is less loaded, since only small amounts of liquid have to be replaced for the control process, namely what the control piston swallows during its stroke. In addition, due to the relatively large possible cross sections, a quick reaction when actuating the control piston can be achieved.
  • the solenoid valve is designed as a 3/2-way valve. This enables a more precise switching behavior to be achieved, it being possible, for example, to work with a hydraulic accumulator due to the small amount of liquid to be moved for the control.
  • the storage space is connected via a compensating line to the liquid source (engine oil circuit) of low pressure, a non-return valve opening in the direction of the storage space being arranged in the compensating line.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through the valve control device of a valve of the first exemplary embodiment
  • FIG. 3 shows a control diagram of the valve control device for an A-cylinder internal combustion engine
  • valve stem 1 shows a first exemplary embodiment of a hydraulic valve control device according to the invention in longitudinal section and as a hydraulic circuit diagram, which is located between a valve stem 2 carrying a valve plate and one with a valve stem Camshaft 3 rotating drive cam 4 is arranged.
  • the valve stem 2 is axially displaceably guided in a valve housing 5 and is loaded in the closing direction of the valve by valve closing springs 6 and 7, as a result of which the valve plate 1 is pressed onto a valve seat 8 in the valve housing 5.
  • the valve plate 1 controls a valve inlet opening 9 formed between it and the valve seat 8 when the valve is open.
  • the hydraulic valve control device has a control housing 11 inserted into the valve housing 5, in which a housing chamber and a spring chamber 12 are arranged coaxially with the latter, the valve closing springs 6 and 7 being accommodated coaxially to one another in the spring chamber 12.
  • a cup-shaped spring plate 13 which is anchored to the valve stem 2 and axially displaceable and loaded by the valve closing springs 6 and 7 is inserted from below.
  • a valve piston 15 cooperating with the valve stem 2 of the inlet valve and, above it, a working piston 16 of a cam piston 17 are arranged axially displaceably.
  • the working piston 16 is loaded by a return spring 18 which is supported on the one hand on the control housing 11 and on the other hand engages a flange of the working piston 16 and thereby presses the cam piston 17 against the valve control cam 4.
  • a return spring 18 which is supported on the one hand on the control housing 11 and on the other hand engages a flange of the working piston 16 and thereby presses the cam piston 17 against the valve control cam 4.
  • an oil-filled pressure chamber 19 is enclosed in the housing bore 14, the effective length of the entire valve tappet being determined by the amount of oil present in the pressure chamber 19.
  • the pressure chamber 19 is connected via a pressure channel 21 to a storage valve 22 which has a radially sealing cup-shaped storage piston 23, which is loaded by a storage spring 24 and rests on a valve seat in its rest position shown in broken lines.
  • the lower end face of the storage piston 23 delimits a storage space 26, while part of the outer surface of the storage piston 23 delimits an annular channel 27 surrounding the latter, into which the pressure channel 21 opens.
  • the valve control device works with a hydraulic circuit, with a feed pump 28, which draws in the control oil from an oil reservoir 29 and supplies it to the control device via a feed line 31.
  • a pressure control valve 33 is arranged in a line 32 branching off from the delivery line 31 and returning to the oil container 29.
  • the delivery line 31 leads on the one hand to the ring channel 27 or pressure channel 21 and pressure chamber 19 and on the other hand to the storage space 26.
  • Check valves 34 and 35 opening to the ring channel 27 and the storage space 26 are arranged in both line sections.
  • the core of the control system is a 2/2-way solenoid valve 36, with which a control line 37 is controlled, which branches off from the delivery line 31 and leads to a working space 38, in which a control piston 39 is radially sealed and axially displaceable by the one in the control line 37 hydraulic pressure is applied.
  • the control piston 39 is relieved of pressure on the side facing away from the working space 38 via a relief channel 41 to a return line 42 of the hydraulic circuit leading to the oil tank 29 without pressure.
  • the control piston 39 is arranged axially to the storage piston 23, a pressure pin 43 being provided between the two mutually facing end faces of the pistons and being guided in the housing in a radially sealing and axially displaceable manner.
  • control piston 39 is loaded by a spring 44 in the direction of the storage piston 23.
  • This spring has only a small force and is not in itself able to overcome the force of the storage spring 24.
  • a control line 45 branches off from the control line 37 and leads to a further valve control unit.
  • a throttle 46 is arranged in the control line 37 upstream of the working space 38 downstream of the branching point of the delivery line 31.
  • the control line 37 opens into the unpressurized return line 42 downstream of the solenoid valve 36.
  • further delivery lines 47 branch off from the delivery line 31, which lead on the one hand to the valve control devices controlled by the same solenoid valve 36 and on the other hand supply the other valve control devices of the internal combustion engine with hydraulic oil .
  • the control line 48 branches off from the delivery line 31 upstream of the solenoid valve 49.
  • the solenoid valve is designed as a 3/2 solenoid valve (3 connections / 2 positions).
  • the control line 48 designed here as a sack line ends in the working space 38 of the control piston 39, the control piston 39 being arranged between the pressure pin 43 and the spring 44, as in the first exemplary embodiment.
  • the second control line 51 branches off from the control line 48 and leads to the pressure chamber of a furthern valve control device and which is also formed as a bag line.
  • FIG. 3 the opening stroke h of four intake valves I, II, III and IV of a four-cylinder internal combustion engine is shown via the crankshaft rotation angle ° KW.
  • the ignition sequence of this internal combustion engine is one, three, four, two of the side-by-side engine cylinders with the inlet valves I to IV.
  • a crank angle 0 is assumed when the cam of the motor valve III is just beginning with its valve drive, which then extends to over 200 ° until the valve closes KW can go.
  • the control cam of the engine valve IV begins to act on the cam piston 17 assigned to it, so that the intake valve of the cylinder IV opens here before the intake valve of the cylinder III is closed.
  • the control cam 4 of the engine valve II which becomes effective from 360 ° KW and from 540 ° KW the start of opening of the engine valve I. Any interventions in the stroke of an intake valve can therefore only take place as described above, even if a valve control cam for the Actuation of the valve acts on the cam piston 17 assigned to it.
  • valve control curves in FIG. 3 The respective stroke control per inlet valve is indicated in the valve control curves in FIG. 3 by the various groups of curves indicated for each engine valve I to IV for 4 different desired control values.
  • FIG. 1 when the camshaft 3 is rotated, the control surface of the valve control cam 4 runs on the cam piston 17, pushing the working piston 16 downward against the force of the return spring 18 and thereby via the oil volume enclosed in the pressure chamber 19
  • Valve piston 15 including valve stem 2 and inlet valve plate 1 presses downward against the force of the valve closing springs 6 and 7, the valve plate 1 lifting off from the valve seat 8.
  • valve control units can be controlled via only one solenoid valve.
  • branching control lines 45 and 51 then go from the control lines 37 and 48 to these control units which are not simultaneously effective.
  • the branching control line 45 which leads to the valve control unit of the engine valve II as described above, transmits this dynamic pressure from the control line 37 to the control piston 39 provided on the engine valve II, which likewise displaces the storage piston 23 from its rest position causes.
  • the assigned drive cam 4 is ineffective or just the base circle of this cam interacts with the cam piston 17
  • this control has no effect on the actual control of this valve which only begins at 360 ° KW.
  • the solenoid valve 36 has to open and close twice as often as if it had to control only a single valve control unit.

Landscapes

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Description

Hydraulische Ventilsteuervorrichtung für eine Mehrzylinder-Brennkraftmaschine
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus von einer hydraulischen Ven- tiIsteuervorrichtung für eine Brennkraftmaschine nach der Gattung des Hauptanspruchs.
Bei einer bekannten hydraulischen Ventilsteuervor¬ richtung der gattungsgemäßen Art (DE-OS 3 511 820) wird über ein 2/2-Wegeventi1 die Druckleitung gesteu¬ ert, indem gemäß einem speziellen Ausführungsbeispiel (Fig. 8 und 9) das Wegeventil in der einen Schalt¬ stellung die Druckleitung mit dem Druckraum eines Ventilstößels und in der anderen Schaltstellung mit dem Druckraum eines anderen Ventilstößels verbindet und dies unter Verwendung nur eines einzigen Flüssig- keitsspeichers für beide Druckräume. Es werden also für zwei Motoreinlaßventile je eine Steuerstellung des Magnetventils und für beide Einlaßventile nur ein Speicher verwendet. Die Präzision der Steuerung, d. h. wie genau der angestrebte Öffnungszeitquer¬ schnitt des Motorventils erreichbar ist, hängt beson¬ ders bei hohen Drehzahlen davon ab, wie groß das ge¬ samte Ölvolumen ist, das bei der Steuerung hin und her geschoben werden muß und wieviel Steuerkanäle mit entsprechenden Steuerquerschnitten durchströmt werden müssen. Für die Kosten und die Störanf lligkeit einer solchen hydraulischen Ventilsteuervorrichtung ist vor allem das Magnetventil beachtlich, wobei bei Motoren üblicher Maximaldrehzahl die mögliche Schaltfrequenz dieser Magnetventile bei weitem nicht ausgenutzt ist.
Es ist auch schon vorgeschlagen worden (DE-P 38 156 687), bei einer gattungsgemäßen hydraulischen Ventil¬ steuervorrichtung den Speicherkolben als bewegliches Ventilglied auszubilden, wobei die Stirnkante des Kolbens mit einem Ventilsitz zusammenwirkt, wodurch die Verbindung zwischen Druckleitung und Speicherraum steuerbar ist. Der Speicherkolben dient gleichzeitig als Anker eines stromlos offenen Magnetventils, so daß bei erregtem Magnet die Druckleitung vom Spei¬ cherraum getrennt ist. Zwar ist bei dieser Lösung eine Kombination von Flüssigkeitsspeicher und Magnet¬ ventil gegeben, bei der das gleiche Teil als beweg¬ liches Ventilglied des Magnetventils und als Spei¬ cherkolben dient, was jedoch erforderlich macht, daß für jede Ventilsteuereinheit eine solche Magnetven¬ tilspeichereinheit zur Verfügung stehen muß.
Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße Ventilsteuervorrichtung mit den kennzeichnenden Merkmalen des Hauptanspruchs hat dem¬ gegenüber den Vorteil, daß zur Zuschaltung des Flüs- sigkeitsspeichers, d. h. zum Aufsteuern der Verbin¬ dung zwischen Druckleitung und Speicherraum, der Speicherkolben nur geringfügig aus seiner Ruhelage verschoben werden muß. Für ein solches geringfügiges Verschieben sind alle möglichen Steuervorrichtungen denkbar. In jedem Fall jedoch wird der Speicherkolben nur dann weiter verschoben, wenn im Druckraum des Ventilstößels ein entsprechender hydraulischer Druck vorhanden ist, der nur dann vorhanden sein kann, wenn der Antriebsnocken auf diesen Ventilstößel wirkt. Demnach bleibt bei all jenen Ventilsteuereinheiten, bei denen der Antriebsnocken gerade nicht wirksam ist, das Verschieben des Speicherkolbens aus seiner Ruhelage ohne weitere Wirkung. Für diese Steuerung dient vorzugsweise die Bodenkante des Speicherkol¬ bens, die mit einem feststehenden Sitz zusammenwirkt, so daß in der Ruhe- oder Ausgangslage des Speicher¬ kolbens der Druckkanal radial durch die Mantelfläche des Speicherkolbens begrenzt wird, während der Spei¬ cherraum durch die Stirnfläche begrenzt ist. Hierfür kann beispielsweise im Bereich des Sitzes eine Ring- nut um die Mantelfläche gebildet sein, so daß der Druckkanal in diese Ringnut mündet, so wie bei der oben genannten bereits früher vorgeschlagenen Ventil¬ steuervorrichtung. Allerdings ist dieses "Speicher¬ magnetventil" stromlos geöffnet, so daß bei nicht er¬ regtem Magnet der vom Druckraum über den Druckkanal sich während der Aufsteuerwirkung des Antriebsnockens ausdehnende Druck vom Speicherraum her den Speicher¬ kolben verschiebt, als auch bei Ausfallen des Strom¬ netzes. Hierdurch soll zwar sichergestellt werden, daß bei Steckerabfall am Magnetventil der Motor nicht durchgehen kann, dies jedoch auf Kosten einer erheb¬ lichen Funktionseinengung, abgesehen von einem recht komplizierten Aufbau dieses "Speichermagnetventils". Die erfindungsgemäße Ventilsteuervorrichtung hingegen ermöglicht ein Abkoppeln der eigentlichen Steuerein¬ richtung von dem hochdruckbelasteten Ventilspeicher.
Statt einer Sitzsteuerung kann natürlich auch eine Schiebersteuerung des Speicherkolbens vorgesehen sein gemäß der erst nach Zurücklegung eines bestimmten Minimalweges des Speicherkolbens der Druckkanal mit dem Speicherraum verbunden wird.
Nach einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist der Speicherkolben mittels eines Steuerkolbens aus seiner Ruhelage verschiebbar, wobei der Steuer¬ kolben für seine Verstellung, die die Verschiebung des Speicherkolbens zur Folge hat, durch Steuerflüs¬ sigkeit niederen Drucks in seinem Arbeitsraum beauf- schlagbar, die von einer Flüssigkeitsquelle (Motoröl- kreislauf) her über eine Steuerleitung dem Arbeits¬ raum zuleitbar ist und wobei die Steuerleitung durch das Magnetventil steuerbar ist. Hierdurch ist eine klare Trennung zwischen dem Hochdruckteil mit Druck¬ raum und Speicherraum einerseits und dem Niederdruck¬ teil bzw. Steuerteil mit Arbeitsraum und Steuerflüs¬ sigkeit erreicht. Das Magnetventil wird dadurch grundsätzlich nur noch von niederem Hydraulikdruck beaufschlagt, so daß mangels Ölkompression eine ge¬ nauere Steuerung einhaltbar ist. Natürlich ist eine entsprechende Abstimmung erforderlich zwischen der den Speicherkolben belastenden Feder und dem Druck der Flüssigkeitsquelle bzw. dem Durchmesser des Steuerkolbens, damit, erst wenn die Steuerflüssigkeit den Steuerkolben beaufschlagt, der Speicherkolben aus seiner Ruhelage verschoben werden kann, wobei er aus seiner Ventilgliedfunktion in seine Speicherfunktion übergeht. Durch diese Entkoppelung der beiden Hydrau¬ likkreise ist es problemlos möglich, über ein ein¬ faches 2/2-Magnetventil mehrere aber mindestens zwei Steuerkolben zu betätigen, mit entsprechendem Ver¬ schieben der zugeordneten Speicherkolben aus der Ruhelage. Diejenigen Speicherkolben, deren zugeordne¬ ter Druckraum vom Antriebsnocken her gerade nicht unter Hochdruck steht, gelangen nach Abbau des Steuerdrucks durch deren Speicherfeder angetrieben sofort wieder in ihre Ausgangslage. Der Speicherkol¬ ben jedoch, der durch den Hochdruck im Druckraum des zugeordneten Ventilstößels beaufschlagt ist, wird entgegen der Kraft der Speicherfeder, durch aus dem Druckraum verdrängte Flüssigkeit verschoben.
Nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist der Steuerkolben zusätzlich in Richtung Speicherkolben durch eine Feder belastet. Obwohl es sich hier um eine relativ schwache Feder handelt, wird doch damit gewährleistet, daß eine formschlüs¬ sige Verbindung zwischen Speicherkolbεn und Steuer¬ kolben besteht, um dadurch irgend einen Steuerfehler verursachenden Vorlauf zu vermeiden.
Nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung dient zur Bewegungs- und Kraftübertragung zwischen Steuerkolben und Speicherkolben ein radial dichtend geführter Druckbolzen. Ein solcher Druckbol¬ zen ermöglicht eine weitgehend freie Querschnittswahl des Steuerkolbens, so daß trotz niederem Druck der Steuerflüssigkeit eine ausreichende Stellkraft für ein sicheres Abheben des Speicherkolbens aus seiner Ruhelage gewährleistet ist. Zudem sind die Reibungs¬ kräfte einer Radialdichtung an einem solchen Druck¬ bolzen niedriger als bei einem Steuerkolben verhält¬ nismäßig großen Durchmessers.
Nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung, die auch für sich beansprucht ist und sich auf eine ehrzylindrige Brennkraftmaschine' bezieht, bei der jedem Motorzylinder eine Ventilsteuereinheit zugeordnet ist, werden gleichzeitig mehrere solche Druckleitungen durch je nur ein Magnetventil gesteu¬ ert, in dem jeweils immer nur solche Ventilsteuerein¬ heiten durch das Magnetventil gesteuert werden, bei deren durch die Motornockenwelle mit Antriebsnocken bewirkten Antrieb eine zeitliche Überschneidung nicht stattfindet. Vorteilhafterweise können so mit nur einem Magnetventil mehrere den Druckraum des Ventil¬ stößels mit dem jeweiligen Speicherraum verbindende Druckleitungen gesteuert werden, so daß Kosten für nicht erforderliche Magnetventile eingespart werden und außerdem die Störanf lligkeit gesenkt wird. Darü¬ ber hinaus können die Speicher sehr dicht neben den Ventilstößeln angeordnet werden, um dadurch das Steuervolumen sowie das Bauvolumen möglichst klein zu halten. Die für eine gute Präzision der Steuerung wichtige Zuordnung von jeweils einem Ventilstößel zu einem Speicherkolben bleibt vorteilhafterweisε erhal¬ ten.
Nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung dient als Flüssigkeitsquelle unter Förder¬ druck stehendes Motoröl, das den üblicherweise bei jedem Motor vorhandenen Motorölkreislauf ohne zusätz¬ liche Pumpe entnehmbar ist. Statt dem Motorölkreis¬ lauf kann jedoch bei vielzylindrigen Brennkraftma¬ schinen ein extra Steuεrölkreislauf für die Motorven¬ tilsteuerung vorhanden sein.
Nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist der Arbeitsraum des Steuerkolbens an die Steuerleitung stromauf des Magnetventils ange¬ schlossen, wobei stromauf dieses Anschlusses eine Drossel in der Steuerleitung vorhanden ist. Durch diese Drossel erfolgt eine Abkopplung für den Bereich zwischen Drossel und Magnetventil, so daß bei geöff¬ netem Magnetventil der Druck in diesen Zwischenab¬ schnitt soweit abfällt, daß der Steuerkolben bzw. Speicherkolben durch die Speicherfeder belastet in deren Ausgangs- bzw. Ruhelage bleiben. Es handelt sich also um eine Art Passivsteuerung, bei der nur dann eine Verstellung erfolgt, wenn das Magnetventil geschlossen ist und dadurch ein Staudruck in der Steuerleitung entsteht.
Nach einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist das Magnetventil als 2/2-Wegeventil ausgebildet. Entsprechend dem Einsatz kann ein sol¬ ches Ventil äußerst einfach ausgebildet sein, da eine absolute Dichtheit nicht erforderlich ist und Leck¬ agen solange nicht störend wirken" wie die über die Drossel nachströmende Ölmenge den Staudruck auf¬ recht erhält. Die bei geöffnetem Magnetventil konti¬ nuierlich durchströmende Ste.uerflüssigkeit bewirkt ein gleichmäßiges Auffüllen aller Räume und dabei ein gleichmäßiges Erneuern der in der Steuerleitung be¬ findlichen Flüssigkeit.
Nach einer weiteren anderen vorteilhaften Ausgestal¬ tung der Erfindung ist der Arbeitsraum des Steuerkol¬ bens stromab des Magnetventils an die Steuerleitung angeschlossen. Hierdurch wird erreicht, daß die Pumpe für die Steuerflüssigkeit weniger belastet ist, da für den Steuervorgang nur geringe Flüssigkeitsmengen ersetzt werden müssen, nämlich das was der Steuerkol¬ ben bei seinem Hub schluckt. Zudem kann aufgrund ver¬ hältnismäßig großer möglicher Querschnitte ein schnelles Reagieren bei der Steuerkolbenbetätigung erzielt werden.
Nach einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist hierbei das Magnetventil als 3/2-Wegeventil aus¬ gebildet. Hierdurch ist ein präziseres Schaltverhal¬ ten erzielbar, wobei beispielsweise aufgrund der ge¬ ringen für die Steuerung zu bewegenden Flüssigkeits¬ menge mit einem Hydraulikspeicher gearbeitet werden kann.
Nach einer weiteren vorteilhaften beide oben be¬ schriebenen Varianten betreffenden Ausgestaltung der Erfindung ist der Speicherraum über eine Ausgleichs¬ leitung mit der Flüssigkeitsquelle (Motorölkreislauf) niederen Drucks verbunden, wobei in der Ausgleichs¬ leitung ein in Richtung Speicherraum öffnendes Rück¬ schlagventil angeordnet ist. Hierdurch wird erreicht, daß, solange der Speicherkolben in seiner Ruhelage ist, im Speicherraum ein definierter Vordruck be¬ steht, um dadurch die am Speicherkolben in dessen Ruhelage angreifenden Kräfte definiert zu halten. Eine entsprechende Auffülleinrichtung für den Druck¬ kanal bzw. Druckraum ist an sich bekannt. Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind der nachfolgenden Beschreibung, der Zeichnung und den Ansprüchen entnehmbar.
Zeichnung
Zwei Ausführungsbeispiele des Gegenstandes der Erfin¬ dung sind in der Zeichnung dargestellt und im folgen¬ den näher beschrieben. Es zeigen
Fig. 1 einen Längsschnitt durch die Ventilsteuer¬ vorrichtung eines Ventils des ersten Aus¬ führungsbeispiels
Fig. 2 einen entsprechenden Ausschnit aus einer Ventilsteuervorrichtung des zweiten Aus¬ führungsbeispiels und
Fig. 3 ein Steuerdiagramm der Ventilsteuervorrich¬ tung für eine A-Zylinder-Brennkraftmaschine
Beschreibung des Ausführungsbeispiels
In Fig. 1 ist ein erstes Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen hydraulischen Ventilsteuervorrich- richtung im Längsschnitt sowie als Hydraulikschalt¬ plan dargestellt, die zwischen einem einen Ventiltel¬ ler tragenden Ventilschaft 2 und einem mit einer Nockenwelle 3 umlaufenden Antriebsnocken 4 angeordnet ist. Der Ventilschaft 2 ist in einem Ventilgehäuse 5 axial verschiebbar geführt und ist in Schließrichtung des Ventils durch Ventilschließfedern 6 und 7 be¬ lastet, wodurch der Veπtilteller 1 auf einen Ventil¬ sitz 8 im Ventilgehäuse 5 gepreßt wird. Der Ventil¬ teller 1 steuert eine zwischen ihm und dem Ventilsitz 8 bei geöffnetem Ventil gebildete Ventileinlaßöffnung 9.
Die hydraulische Ventilsteuervorrichtung weist ein in das Ventilgehäuse 5 eingesetztes 5teuergehäuse 11 auf, in welchem eine Gehäusekammer und achsgleich zu dieser eine Federkammer 12 angeordnet sind, wobei in der Federkammer 12 die Ventilschließfedern 6 und 7 koaxial zueinander untergebracht sind. Im Steuerge¬ häuse 11 ist von unten her ein mit dem Ventilschaft 2 verankerter und axiaL verschiebbarer sowie durch die Ventilschließfedern 6 und 7 belasteter topfförmiger Federteller 13 eingeschoben. In einer zentralen axial durchgehenden Bohrung 14 des S euergehäuses 11 ist ein mit dem Ventilschaft 2 des Einlaßventils zusam¬ menwirkender Ventilkolben 15 und über diesem ein Ar¬ beitskolben 16 eines Nockenkolbens 17 axial ver¬ schiebbar angeordnet. Der Arbeitskolben 16 ist durch eine Rückstellfeder 18 belastet, die sich einerseits am Steuergehäuse 11 abstützt und andererseits an einem Flansch des Arbeitskolbens 16 angreift und dabei den Nockenkolben 17 an den Ventilsteuernocken 4 preßt . Zwischen den einander zugewandten Stirnflächen des Ventilkolbens 15 und des Arbeitskolbens 16 ist in der Gehäusebohrung 14 ein mit Öl gefüllter Druckraum 19 eingeschlossen, wobei die wirksame Länge des gesamten Ventilstößels durch die Ölmenge bestimmt wird, die im Druckraum 19 vorhanden ist. Bei Verringern der einge¬ schlossenen Ölmenge ist der wirksame Öffnungshub des Einlaßventils geringer, bei Aufrechterhalten der maximalen Füllung ist dessen Hub maximal.
Der Druckraum 19 steht über einen Druckkanal 21 mit einem Speicherventil 22 in Verbindung, das einen radial dichtenden topfförmigen Speicherkolben 23 auf¬ weist, der durch eine Speicherfeder 24 belastet ist und in seiner gestrichelt dargestellten Ruhestellung auf einem Ventilsitz aufliegt. Die untere Stirnfläche des Speicherkolbens 23 begrenzt dabei einen Speicher¬ raum 26, während ein Teil der Mantelfläche des Spei¬ cherkolbens 23 einen diesen umgebenden Ringkanal 27 abgrenzt, in den der Druckkanal 21 mündet.
Die Ventilsteuervorrichtung arbeitet mit einem Hydraulikkreislauf, mit einer Förderpumpe 28, die aus einem Ölbehälter 29 das Steueröl ansaugt und über eine Förderleitung 31 der Steuervorrichtung zuführt. Zur Erzielung eines bestimmten Förderdrucks ist in einer von der Förderleitung 31 abzweigenden und zum Ölbehälter 29 zurückführenden Leitung 32 ein Druck¬ steuerventil 33 angeordnet. Die Förderleitung 31 führt einerseits zum Ringkanal 27 bzw. Druckkanal 21 und Druckraum 19 und andererseits zum Speicherraum 26. In beiden Leitungsabschnitten sind zum Ringkanal 27 bzw. zum Speicherraum 26 hin öffnende Rückschlag¬ ventile 34 und 35 angeordnet.
Den Kern der Steuerung bildet ein 2/2-Magnetventil 36, mit dem eine Steuerleitung 37 gesteuert wird, die von der Förderleitung 31 abzweigt und zu einem Arbeitsraum 38 führt, in welchem ein Steuerkolben 39 radial dichtend und axial verschiebbar durch den in der Steuerleitung 37 befindlichen Hydraulikdruck be¬ aufschlagt ist. Der Steuerkolben 39 ist auf der dem Arbeitsraum 38 abgewandten Seite über einen Ent¬ lastungskanal 41 zu einer zum Ölbehälter 29 drucklos führenden Rücklaufleitung 42 des Hydraulikkreislaufes hin druckentlastet. Der Steuerkolben 39 ist achs¬ gleich zum Speicherkolben 23 angeordnet, wobei zwischen den beiden einander zugewandten Stirnflächen der Kolben ein Druckbolzen 43 vorgesehen ist, der radial dichtend und axial verschiebbar im Gehäuse geführt ist.
Damit ein Formschluß über diesen Druckbolzen 43 zwischen den Kolben 23 und 39 besteht, ist der Steuerkolben 39 durch eine Feder 44 in Richtung Spei¬ cherkolben 23 belastet. Diese Feder weist nur eine geringe Kraft auf und ist von sich aus nicht in der Lage, die Kraft der Speicherfeder 24 zu überwinden. Von der Steuerleitung 37 zweigt eine Steuerleitung 45 ab, die zu einer weiteren Ventilsteuereinheit führt. In der Steuerleitung 37 ist stromauf des Arbeitsrau¬ mes 38 jedoch stromab der Abzweigstelle der Förder¬ leitung 31 eine Drossel 46 angeordnet. Die Steuer¬ leitung 37 mündet stromab des Magnetventils 36 in die drucklose Rücklaufleitung 42.
Entsprechend der Ausgestaltung der Erfindung und der erfindungsgemäßen Versorgung von zwei Ventilsteuer¬ vorrichtungen durch ein Magnetventil, zweigen von der Förderleitung 31 weitere Förderleitungen 47 ab, die einerseits zu den durch das gleiche Magnetventil 36 gesteuerten Ventilsteuervorrichtungen führen und andererseits die übrigen Ventilsteuervorrichtungen der Brennkraftmaschine mit Hydrauliköl versorgen.
In Fig. 2 ist das zweite Ausführungsbeispiel darge¬ stellt, bei dem die gesamte Ventilsteuervorrichtung der im ersten Ausführungsbeispiel entspricht und bei dem nur der eigentliche Steuerbereich bzw. der Kern der Erfindung anders ausgebildet ist. Bei diesem zweiten Ausführungsbeispiel zweigt die Steuerleitung 48 stromauf des Magnetventils 49 von der Förderlei¬ tung 31 ab. Das Magnetventil ist als 3/2-Magnetventil ausgebildet (3 Anschlüsse/2 Stellungen). Die hier als Sackleitung ausgebildete Steuerleitung 48 endet im Arbeitsraum 38 des Steuerkolbens 39, wobei der Steuerkolben 39 wie beim ersten Ausführungsbeispiel zwischen dem Druckbolzen 43 und der Feder 44 angeord¬ net ist. Von der Steuerleitung 48 zweigt die zweite Steuerleitung 51 ab, die zu dem Druckraum einer wei- teren Ventilsteuervorrichtung führt und die eben¬ falls als Sackleitung ausgebildet ist.
Die Funktion der erfindungsgemäßen hydraulischen Ven¬ tilsteuerung wird im folgenden anhand des in Fig. 3 dargestellten Diagramms erläutert. In diesem Diagramm ist über den Kurbelwellendrehwinkel °KW der Öffnungs¬ hub h von vier Einlaßventilen I, II, III und IV einer Vier-Zylinder-Brennkraftmaschine dargestellt. Die Zündfolge dieser Brennkraftmaschine ist eins, drei, vier, zwei der nebeneinander angeordneten Motorzylin¬ der mit den Einlaßventilen I bis IV.
Wie den vier Kurven der Motorventils I bis IV in Fig. 3 entnehmbar ist, besteht keine direkte Zündfolge zwischen den Zylindern der Motorventile I und IV so¬ wie den Motorventilen III und II. Wie den Ordinaten in dieser Fig. 3 entnehmbar ist, gibt es also keine Überschneidung zwischen den Öffnungshüben der einan¬ der zugeordneten Motorventile I und IV bzw. II und III. Diese Ventilsteuerkurven entsprechen mit ihrer Maximalausführung also der höchsten Kurve V, dem Nockenverlauf des jeweiligen Antriebsnockens 4, wobei jedem Einlaßventil ein entsprechender Nocken zugeord¬ net ist .
Gemäß dem Diagramm in Fig. 3 wird von einem Kurbel¬ winkel 0 ausgegangen, wenn gerade der Nocken des Motorventils III mit seinem Ventilantrieb beginnt, der dann bis zum Schließen des Ventils bis über 200° KW gehen kann. Bei 180° KW beginnt jedoch schon der Steuernocken des Motorventils IV auf den ihm zugeord¬ neten Nockenkolben 17 zu wirken, so daß hier das Ein¬ laßventil des Zylinders IV bereits öffnet bevor das Einlaßventil des Zylinders III geschlossen ist. Gleiches gilt für den ab 360° KW wirksam werdenden Steuernocken 4 des Motorventils II und ab 540° KW des Aufsteuerbeginns des Motorventils I. Irgendwelche Eingriffe in den Hub eines Einlaßventil können wie oben beschrieben somit nur immer dann stattfinden,, wenn auch ein Ventilsteuernocken für die Betätigung des Ventils auf den ihm zugeordneten Nockenkolben 17 wirkt .
Die jeweilige Hubsteuerung pro Einlaßventil ist bei den Ventilsteuerkurven in Fig. 3 durch die verschie¬ denen pro Motorventil I bis IV angegebenen Kurven¬ scharen für jeweils 4 verschiedene gewünschte Steuer- werte angegeben. Wie Fig. 1 entnehmbar ist, läuft beim Verdrehen der Nockenwelle 3 die Steuerfläche des Ventilsteuernockens 4 auf dem Nockenkolben 17 ab, wo¬ bei dieser entgegen der Kraft der Rückstellfeder 18 den Arbeitskolben 16 nach unten drückt und dabei über das im Druckraum 19 eingeschlossene Ölvolumen den Ventilkolben 15 einschließlich Ventilschaft 2 und Einlaßventilteller 1 entgegen der Kraft der Ventil¬ schließfeder 6 und 7 nach unten drückt, wobei der Ventilteller 1 vom Ventilsitz 8 abhebt. Solange noch' der Speicherkolben 23 auf seinem Sitz 25 in der Ruhelage ist, kann aus dem Druckraum 19 kein öl verdrängt werden. Die an der Mantelfläche des Speicherkolbens 23 im Ringraum 27 wirkenden Druck¬ kräfte heben sich auf. Über das Rückschlagventil 34 kann kein Öl abströmen. Solange also diese Stellung eingenommen ist, wird das Einlaßventil maximal geöff¬ net, was am Beispiel des Motorventils III erläutert, der äußeren Kurve V des Ventilsteuerdiagramms ent¬ spricht. Sobald ein kleinerer Hub entsprechend einem kleineren Zeitquerschnitt der Ventilöffnung 9 einge¬ stellt werden soll, wird das Magnetventil 36 ge¬ sperrt, sowie es in Fig. 1 dargestellt ist, so daß das Hydrauliköl von der Förderpumpe 28 und der För¬ derleitung 31 nicht mehr die Steuerleit ing 37 und" das Magnetventil 36 zur Rücklaufleitung 42 hin durchströ¬ men kann, sondern gesperrt wird. Solange hingegen eine Durchströmung stattfindet, d. h. solange das Magnetventil 36 offen ist, wird durch die Drossel 46 eine gewisse Abkopplung des Druckes" in der Förderlei¬ tung 31 bzw. der Förderpumpe 28 zum Steuerraum 38 hin erzielt, so daß dort kein für., eine Verstellung des Steuerkolbens 39 erforderlicher Druck entstehen kann. Bei gesperrtem Magnetventil 36 hingegen wird aufgrund des Flüssigkeitsstaus die Wirkung der Drossel 46 auf¬ gehoben, so daß im Steuerraum 38 ein Steuerdruck ent¬ steht, durch den der Steuerkolben 39 über den Druck¬ bolzen 43 und den Speicherkolben 23 entgegen der Kraft der Feder 24 vom Sitz 25 abgehoben wird, so daß der Speicherraum 26 mit dem Ringraum 27 verbunden wird. Hierdurch überträgt sich der im Druckraum 19 befindliche Öldruck über den Druckkanal 21 in den Speicherraum 26. Erst ab Abheben des Speicherkolbens 23 vom Ventilstitz 25 kann demnach der Speicher als solcher wirksam sein, bei dem der Speicherkolben 23 gegen die Speicherfeder 24 entsprechend verschiebbar ist .
Wenn das Abheben des Speicherkolbens 23 vom Ventil¬ sitz 25 zu einem Zeitpunkt erfolgt, zu dem der Ven¬ tilsteuernocken 4 gerade in Wirkung ist und ent¬ sprechend im Druckraum 19 ein höherer Druck besteht, so wird dadurch die weitere Aufsteuerfunktion des Einlaßventils beendet, in dem das weiterhin vom Ar¬ beitskolben 16 verdrängte Öl über den Druckkanal 21 in den Speicher 26 gefördert wird, wobei der Spei¬ cherkolben 23 entsprechend gegen die Speicherfeder 24 verschoben wird. Im Fig. 3 ist am Beispiel des Motorventils III anhand der Kurven VI, VII, VIII gezeigt, wie groß der tatsächlich verbleibende Öff¬ nungsquerschnitt pro °KW sein kann. Je später während des Öffnungshubs des Motorventils das Magnetventil 36 gesperrt wird, desto größer ist der Gesamtöffnungs¬ zeitquerschnitt pro Einlaßventil, wobei die unter der Kurve liegende Fläche dem effektiven Öffnungszeit¬ querschnitt entspricht. Während bei der Kurve VIII nicht nur der Ventilhub h besonders niedrig ist, so ist auch die Dauer in °KW bis zum Schließen des Ven¬ tils, d. h. bis die Ventilschließfedern 6 und 7 den Ventilteller 1 endgültig auf den Ventilsitz 8 ge¬ drückt haben, verhältnismäßig kurz. Bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel wird dieser Steuervorgang, nämlich einer Verkleine¬ rung des Öffnungszeitquerschnittes, durch das Öffnen des Magneventils 49 erreicht. Erst aufgrund des sich in der Steuerleitung 48 einstellenden Staudruckes wird nach Schließen des Magnetventils 49 der Steuer¬ kolben 39 verschoben und bewirkt die entsprechende Abhebung des Speicherkolbens 23 vom Ventilsitz 25.
Dadurch, daß bei mehrzylindrigen Brennkraftmaschinen bei der Steuerung der einzelnen Einlaßventile solche vorhanden sind, deren Steuerzeit vom Ventilsteuer¬ nocken her gesehen sich nicht mit denen von anderen überschneiden (wie oben beschrieben), können solche Ventilsteuereinheiten über jeweils nur ein Magnetven¬ til angesteuert werden. Von den Steuerleitungen 37 und 48 gehen dann entsprechend abzweigende Steuerlei¬ tungen 45 und 51 zu diesen nicht gleichzeitig wirk¬ samen Steuereinheiten, Sobald also beim Motorventil III bei ca. 90° KW das Magnetventil 36 sperrt, ergibt dies eine Ventilsteuerung entsprechend der Kurve VI. Die abzweigende Steuerleitung 45, die wie oben be¬ schrieben zur Ventilsteuereinheit des Motorventils II führt, überträgt diesen Staudruck aus der Steuerlei¬ tung 37 auf den am Motorventil II vorhandenen Steuer¬ kolben 39, der ebenfalls eine Verschiebung des Spei¬ cherkolbens 23 aus seiner Ruhelage bewirkt. Da jedoch beim Motorventil II der zugeordnete Antriebsnocken 4 unwirksam ist bzw. gerade der Grundkreis dieses Nockens mit dem Nockenkolben 17 zusammenwirkt, hat
diese Steuerung keinerlei Auswirkung auf die erst bei 360° KW beginnende tatsächliche Steuerung dieses Ven¬ tils. Das Magnetventil 36 muß allerdings doppelt so oft öffnen und schließen, als wenn es nur eine einzi¬ ge Ventilsteuereinheit zu steuern hätte.
Natürlich ist diese Zusammenfassung der Steuerung mehrerer Ventilsteuereinheiten durch nur ein Magnet¬ ventil entsprechend auch möglich bei Brennkraftma¬ schinen mit hoher Motorzylinderzahl. Maßgebend ist, daß immer solche Motorventileinheiten durch nur ein Magnetventil gesteuert werden, bei denen sich die jeweiligen Steuerzeiten nicht überschneiden.
Alle in der Beschreibung, den nachfolgenden Ansprü¬ chen und der Zeichnung dargestellten Merkmale können sowohl einzeln als auch in beliebiger Kombination miteinander erfindungswesentlich sein.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulische Ventilsteuervorrichtung für eine Brennkraftmaschine
- mit einem durch eine Motornockεnwelle über einen Ventilstößel axial angetriebenen Motor- vεnti1
- mit einem die wirksame Länge des Ventilstößels bestimmenden, mit Öl gefüllten Druckraum änderbarεn Volumens
- mit je einem über einen Druckkanal mit dem Druckraum verbindbaren Flüssigkeitsspeicher
- und mit einem Magnetventil zur Steuerung des Druckkanals d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß der Spεicher als federbelastetεr Kolbenspeicher ausgebildεt ist, dεssεn Speicherkolben (23) stirnseitig einen Speicherraum (26) begrenzt und als bewegliches Ventilglied die Verbindung vom Druckkanal (21) zum Speicherraum (26) herstellt, sobald der Speichεrkolbεn (23) aus dεr Ruhelage verschoben wird.
Ventilsteuεrvorrichtung nach Anspruch 1, d a¬ d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß der Speicherkolben (23) mittels eines verstellbaren Steuerkolbens (39) aus seiner Ruhelage verschiεb- bar ist, daß dieser Steuerkolben (39) für seine Vorstellung durch Steuerflüssigkeit (Motoröl) niederen Drucks in seinem Arbeitsraum (38) beauf¬ schlagbar verstellbar ist, die von einer Flüssig- kεitsquεllε (28) her über eine Steuerlεitung (37, 45, 48, 51) dε Arbεitsraum (38) zuleitbar ist, und daß die Steuerleitung (37, 48) durch das Magnetventil (36, 49) steuerbar ist.
Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 2, d a- d u r c h g e k e n n z ε i c h n e t, daß der Steuerkolben (39) zusätzlich in Richtung Spei¬ cherkolben (23) durch eine Fedεr (44) belastet ist.
4. Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 2 oder 3, d a d u r c h g e k e n n z ε i c h n e t, daß zur Bewεgungs- und Kraftübertragung zwischen Steuerkolben (39) und Speichεrkolbεn (23) ein radial dichtend gεführter Druckbolzen (43) dient.
5. Ventilsteuervorrichtung für eine mehrzylindrige Brennkraftmaschinε , bεi der jedem Motorzylinder eine Ventilsteuεreinheit zugeordnet ist, insbe- sondεrε nach εinεm der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß gleichzeitig mehrere solche Druckkanäle (21) durch je nur ein Magnetventil (36, 49) gesteuert werden, bei deren durch die Motornockenwelle (3) mit Antriebsnocken (4) bewirkten Antrieb keine zeitliche Überschneidung stattfindet.
6. Ventilsteuervorrichtung nach einem der vorherge- hεndεn Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n¬ z e i c h n e t, daß als Flüssigkeitsquεlle (28) unter Förderdruck stehendes Motoröl dient.
7. Ventilsteuervorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 6, d a d u r c h g e k e n n z e i c h- n et , daß der Arbeitsraum (38) des Steuerkolbens (39) an die Steuerlεitung (37) stromauf dεs Ma¬ gnetventils (36) angeschlossen ist, und daß stromauf dieses Anschlusses eine Drossel (46) in der Stεuεrleitung (37) vorhanden ist.
Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 7, d a- d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß das 2 -
Magnetventil (36) als 2/2-Wegεventil ausgebildet ist.
9. Ventilsteuervorrichtung nach εine dεr Ansprüchε 2 bis 6, d a d u r c h g e k e n. n z e i c h¬ n e t, daß der Arbeitsraum (38) des Steuerkolbεns (39) stromab dεs Magnetventils (49) an die Steuerleitung (48) angeschlossen ist.
10. Vεntilsteuεrvorrichtung nach Anspruch 9, d a- d u r c h g ε k e n n z e i c h n ε t, daß das Magnεtventil (49) als 3/2-Wegeventil (49) ausge¬ bildet ist.
11. Ventilsteuεrvorrichtung nach einem der vorherge¬ henden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n¬ z ε i c h n e t , daß der Speicherraum (26) über eine Ausgleichsleitung (31) mit der Flüssigkeits¬ quelle (28) niederen Drucks verbunden ist, und daß in der Ausgleichsleitung (31) ein in Richtung Speicherraum (26) öffnendes Rückschlagventil (35) angeordnet ist.
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