EP2305968B1 - Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung - Google Patents

Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung Download PDF

Info

Publication number
EP2305968B1
EP2305968B1 EP10007649.6A EP10007649A EP2305968B1 EP 2305968 B1 EP2305968 B1 EP 2305968B1 EP 10007649 A EP10007649 A EP 10007649A EP 2305968 B1 EP2305968 B1 EP 2305968B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
piston
compensation
abutment
chamber
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.)
Active
Application number
EP10007649.6A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP2305968A1 (de
Inventor
Hans-Werner Dilly
Florian Kraft
Thomas Leitel
Norbert Schatz
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.)
MAN Truck and Bus SE
Original Assignee
MAN Truck and Bus SE
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 MAN Truck and Bus SE filed Critical MAN Truck and Bus SE
Publication of EP2305968A1 publication Critical patent/EP2305968A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP2305968B1 publication Critical patent/EP2305968B1/de
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

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
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/06—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for braking
    • 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
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/26—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of two or more valves operated simultaneously by same transmitting-gear; peculiar to machines or engines with more than two lift-valves per cylinder

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • Such an internal combustion engine is for example in the EP 1 526 257 A2 described.
  • EVB exhaust valve brake
  • the hydraulic valve control unit is installed on one side in a two outlet valves simultaneously actuated valve bridge. The supply of the valve control unit with oil by means of the already existing oil circuit of the internal combustion engine. To compensate for the valve clearance of the exhaust valves separate adjustment screws are provided, by means of which the valve clearance adjustment is made during engine mounting or thereafter at regular service intervals. This is expensive.
  • valve clearance is accidentally set too high by the installation or service personnel, rattling noises occur between the rocker arm and the valve bridge and there is a risk of damage to the valve train. In addition, the exhaust valves do not open sufficiently, so that a complete gas exchange is not guaranteed. If the valve clearance is set too low, there is a risk that the valves will not close completely when hot and thus burn out.
  • the invention is therefore an object of the invention to provide an internal combustion engine of the type described, which allows safe and reliable operation with the least possible installation and service costs.
  • the internal combustion engine according to the invention comprises a hydraulic valve clearance compensation mechanism for the exhaust valve, which is arranged between the rocker arm and the valve bridge and connected to the oil supply to the already existing oil circuit.
  • the hydraulic valve control unit is supplied with oil via the control channel. To compensate for the valve clearance of the exhaust valve of the control channel by means of the closure element is closed, so that when balancing the valve clearance, the hydraulic valve control unit is not supplied with oil and the valve bridge and the exhaust valve are in a defined position. The hydraulic valve control unit is thus disconnected from the oil circuit when balancing the valve clearance.
  • the counter-holder comprises a counter-holder main body which has a counter-holder cylinder bore forming a first counter-holding space and which has a first radial through-hole.
  • the counter-holder comprises a guided in the counter-cylinder bore first counter-holder, which limits the first Jacobenbergraum with the SchwarzhaltergroundSuper, which is U-shaped in longitudinal section and forms a second Schwarzhalterraum having the Schwarzhaltersammlung interconnected first axial through-hole and at least one partially overlapping with the first radial through-hole has second radial through-hole.
  • a second counter-holding piston is guided, which limits the second counter-holding space with the first counter-holding piston and which has an axial passage bore opening into the second counter-holding space.
  • the anvil comprises a arranged in the second Schmidtraum adjusting spring.
  • the internal combustion engine according to the invention has both the required for the achievement of an engine braking force valve control unit and a compensation mechanism that automatically performs the valve clearance adjustment.
  • a time-consuming and costly and error-prone regular adjustment by hand is unnecessary.
  • the internal combustion engine according to the invention thus offers compared to previous equipped with an engine braking device internal combustion engines, the additional functionality of the automatic valve clearance adjustment, the assembly and the Operation safer and more efficient. Due to the automatic valve clearance adjustment, in particular the rattle noise of the exhaust valve is minimized and damage to the valve train is avoided by a valve clearance that is set too small. Furthermore, no valve clearance must be bridged by the automatic valve clearance compensation during operation of the internal combustion engine, so that the timing of the exhaust valve can be maintained exactly, whereby the exhaust behavior of the internal combustion engine is optimized.
  • valve control unit and the valve clearance compensation mechanism are connected to the already existing oil circuit, internal combustion engines can be retrofitted without a hydraulic valve clearance compensation mechanism with little effort.
  • a valve clearance compensation mechanism according to claim 2 has proven itself in practice.
  • a development according to claim 3 is space-saving and allows retrofitting of internal combustion engines without a hydraulic valve clearance compensation mechanism by simply replacing the rocker arm, the valve bridge and the counter-holder and by integrating the valve clearance compensation mechanism in the rocker arm. Integrating the valve lash adjuster mechanism into the rocker arm does not compromise the stability of the valve bridge.
  • valve lash adjuster mechanism An embodiment of the valve lash adjuster mechanism according to claim 4 has proven itself in practice.
  • the balance piston acts as a contact pin with the rocker arm and the valve bridge to operate this together. By displacing the balance piston relative to the rocker arm thus takes place a length adjustment of the contact pin according to the compensated valve clearance.
  • a development according to claim 5 ensures a fast supply of the valve clearance compensation mechanism and the valve control unit with a sufficient amount of oil.
  • a connecting duct according to claim 6 decouples the oil supply of the valve control unit from that of the valve lash adjuster mechanism.
  • the connecting channel extends between the oil reservoir and the control channel.
  • a development according to claim 7 is space-saving and allows retrofitting of internal combustion engines without a hydraulic valve clearance compensation mechanism by simply replacing the valve bridge and the backstop and by integrating the lash adjuster mechanism into the valve bridge.
  • a valve clearance compensation mechanism according to claim 8 has proven itself in practice.
  • a valve control unit according to claim 9 has proven itself in practice.
  • a development according to claim 10 is space-saving.
  • a development according to claim 11 ensures a safe closing of the control channel. Since the control piston is in its retracted basic position when the engine brake device is not actuated, it can close off the control channel and thus form the closure element. As a result, a decoupling of the valve control unit is achieved by the oil circuit without additional design effort, so that the valve bridge and the exhaust valve in balancing the valve clearance are in a defined position.
  • a check valve according to claim 12 prevents retraction of the extended control piston when the force generated by the oil pressure on the control piston for this is not sufficient.
  • the exhaust valve is thus securely locked in the intermediate open position.
  • a development according to claim 13 ensures easy supply of the counter-holder with oil, so that the first counter-piston forms an absolutely firm stop for the valve bridge in engine braking operation.
  • the intermediate open position of the exhaust valve oil flows through the supply channel in the counter-holding spaces, whereby the position of the voltage applied against the valve bridge first counter-retaining piston is fixed.
  • a valve bridge according to claim 14 prevents the formation of air bubbles in the Schmidthalterains because the second counter-piston plunges into the oil-filled recess. In the Schmidthalterori thus no compressible air cushion can form, whereby a firm stop for the valve bridge is ensured.
  • An internal combustion engine 1 with an engine brake device 2 has several in the Fig. 1 not shown cylinder, each defining a combustion chamber. Each of these combustion chambers can be supplied with air or an air-fuel mixture by means of at least one inlet valve. In addition, each combustion chamber two exhaust valves 3 and 4 assigned, by means of which exhaust gas can be discharged into an exhaust duct. The exhaust valves 3 and 4 are mechanically controlled and actuated by means of a common valve bridge 5. The valve bridge 5 is part of a link mechanism, the exhaust valves 3 and 4 with a in the Fig. 1 not shown camshaft of the internal combustion engine 1 connects.
  • the connecting mechanism comprises a pivotably mounted rocker arm 6, which acts on the valve bridge 5 via a contact pin 7.
  • the contact pin 7 is provided at its free end with a ball joint articulated Stitzkalotte 8.
  • an oil feed channel 9 extends an intended for lubrication, but also for hydraulic control oil circuit 10 of the internal combustion engine 1.
  • the guided in the oil feed channel 9 oil has approximately the same oil pressure p constant during operation.
  • the contact pin 7 is part of a hydraulic valve clearance compensation mechanism 11, which is designed as a piston-cylinder unit and disposed between the rocker arm 6 and the valve bridge 5.
  • the valve play compensation mechanism 11 is used for automatically compensating the valve clearance of the exhaust valves 3 and 4.
  • the valve play compensation mechanism 11 is integrated in the rocker arm 6, wherein the contact pin 7 forms a longitudinally U-shaped balance piston 12 which is formed in one of the rocker arm 6 and as a cylinder acting valve clearance compensation cylinder bore 13 is guided axially movable.
  • the compensating piston 12 defines together with a support piston 14 a compensation chamber 15. In this is arranged between the balance piston 12 and the support piston 14, a valve play compensation adjusting spring 16.
  • the support piston 14 is U-shaped in longitudinal section and bears against a support plate 17, the end in the valve clearance compensation - Cylinder bore 13 of the rocker arm 6 is mounted.
  • the support piston 14 is mounted in the U-shaped compensating piston 12 and guided axially movable.
  • the support piston 14 limited due to its U-shaped configuration together with the support plate 17 an inner oil storage chamber 18, which is connected via formed in the support plate 17 channels 19 with an annular outer oil storage chamber 20 in connection.
  • the outer oil storage space 20 is essentially limited by the rocker arm 6, the compensation piston 12, the support piston 14 and the support plate 17.
  • the oil feed channel 9 opens into the outer oil reservoir 20.
  • the lash adjuster mechanism 11 is connected to the oil circuit 10.
  • the support piston 14 has a central oil supply channel 21, which connects the inner oil storage chamber 18 with the compensation chamber 15.
  • the check valve spring 24 is supported for this purpose against a support plate 26; which is held between the support piston 14 and the lash adjuster adjusting spring 16.
  • the movement of the compensating piston 12 is limited by first limiting pins 27 which abut against an annular collar 28 in a maximally extended position of the compensating piston 12.
  • the engine brake device 2 of the internal combustion engine 1 is of the EVB type and includes one in the Fig. 1 Not shown throttle element in the exhaust passage and a central control unit also not shown for each cylinder, a hydraulic valve control unit 29, which is designed as a piston-cylinder unit.
  • the valve control unit 29 has a Control piston 30 which is guided axially movably in a formed in the valve bridge 5 and acting as a cylinder valve control cylinder bore 31.
  • the control piston 30 is formed in a longitudinal section substantially H-shaped and is supported at the upper end of a shaft 32 of the exhaust valve 3 from.
  • the exhaust valve 3 is mounted with its shaft 32 in a cylinder head axially movable and acted upon by a closing spring 33 with a certain biasing force in the closing direction.
  • the closing spring 33 is stretched between the cylinder head and a spring plate 34.
  • the closing force of the closing spring 33 is designated F Fed .
  • the valve control unit 29 is arranged between the exhaust valve 3 and the valve bridge 5 and accordingly cooperates with the exhaust valve 3 in the engine braking operation, but not with the exhaust valve 4.
  • the exhaust valve 4 is mounted with its shaft 35 corresponding to the exhaust valve 3 in the cylinder head axially movable and acted upon by a closing spring 36 with a corresponding biasing force in the closing direction.
  • the closing spring 36 is stretched between the cylinder head and a spring plate 37.
  • valve control adjusting spring 40 is arranged, which bears against the boundary surface 38 and the control piston 30 and presses against the shaft 32.
  • the spring force of the valve control adjusting spring 40 thus acts against the closing force F Fed of the closing spring 33 and is hereinafter referred to as F NFed .
  • the connecting passage 42 is formed in the balancing piston 12 such that the oil feed passage 9 is connected to the control passage 41 bypassing the equalizing space 15.
  • the connecting channel 42 starting from the oil storage space 20 at least a first channel portion 43 which extends circumferentially in the axial direction and connects the oil reservoir 20 with a ring-shaped and circumferentially arranged second channel portion 44.
  • a third channel section 45 extends in the direction of the central longitudinal axis of the compensating piston 12, which connects to a central and axially extending fourth channel section 46.
  • a fifth channel section 47 arranged concentrically to the fourth channel section 46 is formed in the support cap 8.
  • the control channel 41 opens into the control chamber 39 such that the control piston 30 forms a closure element 48 in its top dead center for the control channel 41.
  • a control channel check valve 49 is arranged with a ball seat 50 in a ball 51 can be accommodated.
  • the control channel check valve 49 is aligned so that it closes the control channel 41 at an oil flow in the direction of the oil feed channel 9.
  • a limiting pin 77 extends into a lateral piston recess 78 of the control piston 30.
  • a counter-holder 53 is provided.
  • the counter-holder 53 is designed as a hydraulic piston-cylinder unit and has a counter-holder main body 54 with a counter-holding cylinder bore 55, in which a first counter-holding piston 56 is axially guided.
  • a first counter-holding piston 56 is axially guided.
  • a first counter-holding space 57 In the in Fig. 1 shown position of the first counter-holding piston 56 is formed between this and the counter-holder main body 54, a first counter-holding space 57.
  • the movement of the first counter-holding piston 56 is limited by a limiting pin 58, which is arranged in a recess 59 of the counter-holding piston 56.
  • the first counter-holder piston 56 is U-shaped in longitudinal section and serves as a cylinder for a second counter-holding piston 60, which is guided axially movably in the first counter-holding piston 56.
  • the second counter-holding piston 60 which is U-shaped in longitudinal section, defines, together with the first counter-holding piston 56, a second counter-holding space 61, which is connected to the first counter-holding space 57 by an axial through-hole 62 formed in the first counter-holding piston 56.
  • an adjusting spring 63 is arranged, which abuts against the counter-holding piston 56 and 60.
  • the movement of the second counter-holding piston 60 is limited by a limiting pin 64, which is arranged in a recess 65 of the first counter-holding piston 56.
  • the counter-holder main body 54 has a first radial through-bore 66, which has a size such that a second radial through-bore 67 formed in the first counter-piston 56 communicates with the first radial through-hole 66 over the entire piston stroke of the first counter-piston 56.
  • the second radial through-bore 67 is arranged in the first counter-holding piston 56 such that the second counter-holding piston 60 closes it in a fully retracted position and releases it in an extended position.
  • the first Martinezhalterraum 57 is connected via a supply channel 68 to the control chamber 39 and connected to the oil circuit 10.
  • the second counter-piston 60 has an axial through-bore 69, which is aligned with a corresponding bore 70 in the valve bridge 5.
  • the bore 70 opens into a recess 71 which is formed for immersion of the second counter-holding piston 60 in the valve bridge 5.
  • the recess 71 is part of the supply channel 68.
  • the outer contour 72 of the recess 71 is such that it surrounds the outer contour 73 of the second counter-holding piston 60, that is, can dip into the recess 71 and is surrounded by the outer contour 74 of the first counter-holding piston 56, Thus, the first counter-piston 56 can not dip into the recess 71.
  • the supply channel 68 is interrupted. In this state, the recess 71 forms a first Ab passederö réelle 75 and the second axial through-hole 69 from a second Abberichtö réelle 76.
  • the spring force F NFed the valve control adjusting spring 40 moves the control piston 30 the exhaust valve 3 and supports the intermediate opening of the exhaust valve 3.
  • By the rearward movement of the control piston 30 increases the volume of the control chamber 39.
  • control piston 30 acting as a closure element 48 control piston 30 is the control channel 41 free, so that the control piston 30 via the control channel 41, the required for the movement of oil is provided. Due to the resulting pressure drop in the control chamber 39, oil flows through the oil feed channel 9, the oil reservoirs 18 and 20, the connecting channel 42 and the control channel 41 in the control chamber 39, whereby a hydraulic force F Hyd acts on the control piston 30 and the valve timing adjusting spring 40th supported.
  • the control piston 30 is thus hydraulically blocked in the valve bridge 5, so that the mechanically coupled to the control piston 30 exhaust valve 3 in the intermediate open position is held.
  • the rocker arm 6 reloads the valve bridge 5 due to camshaft control to bring the exhaust valves 3 and 4 into the fully open position provided during the fourth stroke.
  • the valve bridge 5 moves due to the load by the rocker arm 6 away from the first counter-retaining piston 56, so that the contact between this and the valve bridge 5 breaks off and the Ab Kunststoffö réelleen 75, 76 open.
  • oil is displaced from space 39 into the counter-cylinder bore 55, so that the piston 58 travels down, and therefore no spring in the counter-cylinder bore 55 is necessary to accomplish this.
  • the oil in the control chamber 39 can flow out via the discharge opening 75 into the region of the cylinder cover.
  • the hydraulic lock of the control piston 30 is released.
  • the oil drain from the control chamber 39 is also supported by the fact that the control piston 30 is pushed back by the closing force F Fed of the closing spring 33 in its top dead center.
  • the control channel check valve 49 closes during the return movement of the control piston 41, the control passage 41.
  • the oil contained in the Jacobhalterrise 57 and 61 can flow through the Abêtö réelle 76 in the region of the cylinder cover.
  • the second counter-piston 60 is brought by the adjusting spring 63 back to its fully extended position. As long as the control piston 30 does not completely close the control channel 41, oil flows from the oil storage chambers 18 and 20 via the control chamber 39 and the discharge opening 75 into the region of the cylinder cover. Since the oil supply to the control chamber 39 is decoupled from the to the expansion chamber 15, the oil drain does not affect the position of the balance piston 12.
  • the second counter-piston 60 dives into the oil-filled recess 71 until the first counter-piston 56 abuts against the valve bridge 5.
  • the successive immersion in oil avoids air pockets in the anvil chambers 57 and 61.
  • the first opposing piston 56 adapts to the position of the valve bridge 5, wherein excess oil from the first Jacobhalterraum 57 via the axial through-hole 62 and the radial through-holes 66 and 67 can escape.
  • the control piston 30 remains in its top dead center and thus continues to close the control channel 41.
  • the valve bridge 5 and the outlet valves 3 and 4 are hereby in a defined position, so that the valve lash adjuster mechanism 11 can compensate for valve lash.
  • the spring force of the valve play compensation adjusting spring 16 positions the balancing piston 12 such that the valve clearance is set to zero. Due to the resulting here in the expansion chamber 15 pressure drop oil flows from the oil reservoir 15 via the lash adjuster check valve 22 in the expansion chamber 15 after.
  • the rocker arm 6 loads the valve bridge 5 due to the camshaft control to bring the exhaust valves 3 and 4 into the fully open position provided during the fourth stroke.
  • the balancing piston 12 compresses the oil located in the compensation chamber 15, wherein the compensation chamber 15 is sealed by the lash adjuster check valve 22 in the direction of the oil supply channel 21. Due to the exact mating surfaces of the balance piston 12 and the support piston 14, no oil from the expansion chamber 15 and the oil reservoirs 18 and 20 escape, so that the force exerted by the rocker arm 6 on the balance piston 12 force is transmitted to the valve bridge 5 via the oil cushion.
  • the valve bridge 5 moves due to the load by the rocker arm 6 away from the anvil 53, whereby the exhaust valves 3 and 4 are opened.
  • the second counter-piston 60 dives again into the oil-filled recess 71 until the first counter-piston 56 abuts against the valve bridge 5.
  • the first counterstay piston 56 adapts to the position of the valve bridge 5 in accordance with the engine brake operation. Since the control piston 30 in its upper Dead center is located and the control channel 41 closes, the valve bridge 5 is in a defined position, so that the valve clearance compensation mechanism 11 can compensate for the valve clearance.
  • the lash adjuster adjusting spring 16 positions the balance piston 12 so that the lash clearance is set to zero. Due to the pressure drop arising in the expansion chamber 15, oil flows via the valve clearance compensation check valve 22 out of the oil storage space 18.
  • the internal combustion engine 1 eliminates any adjustment of the valve clearance during engine mounting and during operation.
  • the compensation of the valve clearance is carried out automatically by the lash adjuster mechanism 11.
  • an automatic compensation of the thermal expansion of the exhaust valves 3 and 4 takes place. Since no games have to be bridged, the theoretically predetermined control times can be maintained more accurately. This has a favorable effect on the exhaust emissions.
  • the compensation of the valve clearance reduces the noise of the internal combustion engine. 1
  • Fig. 2 A second embodiment of the invention described. Structurally identical parts are given the same reference numerals as in the first embodiment, to the description of which reference is hereby made. Structurally different parts receive the same reference numerals with a following a.
  • the lash adjuster mechanism 11a is disposed between the rocker arm 6a and the valve bridge 5a and integrated with the valve bridge 5a.
  • the lash adjuster cylinder bore 13a is formed in the valve bridge 5a.
  • the longitudinal section U-shaped compensating piston 12a is guided in this axially movable.
  • the valve bridge 5a and the balance piston 12a define the compensation space 15a in which the lash adjuster adjusting spring 16a is disposed.
  • the oil supply passage 21a is formed in the balance piston 12a and connected to the oil feed passage 9 through the communication passage 42a.
  • the control channel 41 extends from the compensation chamber 15a to the control chamber 39.
  • valve bridge 5a and the outlet valves 3 and 4 are thus in a defined position, so that the valve lash adjuster mechanism 11a can compensate for valve lash.
  • the spring force of the lash adjuster follower spring 16a positions the balance piston 12a such that the lash clearance is set to zero. Due to the pressure drop occurring in the expansion chamber 15a, oil flows via the valve play compensation check valve 22 into the compensation chamber 15a. Regarding the further operation is made to the previous embodiment.
  • FIGS. 1 and 2 there is still a fundamental difference in the FIGS. 1 and 2 to refer shown examples.
  • the compensating piston 12a will rather migrate during the oil intake through the control chamber 39 in its lower stop.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)
  • Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)

Description

  • Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
  • Eine derartige Brennkraftmaschine ist beispielsweise in der EP 1 526 257 A2 beschrieben. Bei der Motorbremseinrichtung dieser Brennkraftmaschine handelt es sich um eine Mischform aus einer Motorstaubremse und einer Dekompressionsbremse, die auch als EVB (= Exhaust-Valve-Brake) bezeichnet wird. Die hydraulische Ventilsteuereinheit ist einseitig in eine zwei Auslassventile zugleich betätigende Ventilbrücke eingebaut. Die Speisung der Ventilsteuereinheit mit Öl erfolgt mittels des ohnehin vorhandenen Ölkreises der Brennkraftmaschine. Zum Ausgleich des Ventilspiels der Auslassventile sind gesonderte Einstellschrauben vorgesehen, anhand derer bei der Motormontage oder danach in regelmäßigen Serviceabständen die Ventilspieleinstellung vorgenommen wird. Dies ist aufwändig. Falls das Ventilspiel vom Montage- oder Servicepersonal versehentlich zu groß eingestellt wird, kommt es zu Klappergeräuschen zwischen dem Kipphebel und der Ventilbrücke und es besteht die Gefahr einer Beschädigung am Ventiltrieb. Zudem öffnen die Auslassventile nicht ausreichend, so dass ein vollständiger Gasaustausch nicht gewährleistet ist. Falls das Ventilspiel zu klein eingestellt wird, besteht die Gefahr, dass die Ventile im heißen Zustand nicht vollständig schließen und damit durchbrennen.
  • Weiterhin ist aus der WO 2007/078309 A2 eine schaltbare Abgasventilbremse bekannt, die sich zweier in einer Ventilbrücke angeordneter Kolben-Zylinder-Einheiten bedient, die, angesteuert durch ein Steuerventil mit Drucköl beaufschlagt werden, um ein Auslassventil für Bremszwecke teilweise zu öffnen. Ein hydraulischer Ventilspielausgleich ist bei dieser Anordnung nicht vorgesehen.
  • Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Brennkraftmaschine der eingangs bezeichneten Art zu schaffen, die mit möglichst geringem Montage- und Serviceaufwand einen sicheren und zuverlässigen Betrieb ermöglicht.
  • Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Brennkraftmaschine mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine umfasst einen hydraulischen Ventilspielausgleichmechanismus für das Auslassventil, der zwischen dem Kipphebel und der Ventilbrücke angeordnet und zur Ölspeisung an den ohnehin vorhandenen Ölkreis angeschlossen ist. Die hydraulische Ventilsteuereinheit wird über den Steuerkanal mit Öl gespeist. Zum Ausgleichen des Ventilspiels des Auslassventils ist der Steuerkanal mittels des Verschlusselements verschließbar, so dass beim Ausgleichen des Ventilspiels die hydraulische Ventilsteuereinheit nicht mit Öl versorgt wird und sich die Ventilbrücke sowie das Auslassventil in einer definierten Stellung befinden. Die hydraulische Ventilsteuereinheit ist also von dem Ölkreis beim Ausgleichen des Ventilspiels abgekoppelt. Dadurch, dass der Gegenhalter als hydraulische Kolben-Zylinder-Einheit ausgebildet ist, wird für die Ventilbrücke ein variabler Anschlag bereitgestellt, der sich automatisch an die Stellung des Ventilspielausgleichsmechanismus anpasst. Ein Einstellen des Anschlages bzw. des Spiels von dem Gegenhalter zu der Ventilbrücke von Hand bei der Montage oder in regelmäßigen Serviceabständen ist nicht erforderlich. Dabei umfasst der Gegenhalter einen Gegenhaltergrundkörper, der eine einen ersten Gegenhalterraum bildende Gegenhalter-Zylinderbohrung aufweist und der eine erste Radial-Durchgangsbohrung aufweist. Weiter umfasst der Gegenhalter einen in der Gegenhalter-Zylinderbohrung geführten ersten Gegenhalterkolben, der mit dem Gegenhaltergrundkörper den ersten Gegenhalterraum begrenzt, der im Längsschnitt U-förmig ist und einen zweiten Gegenhalterraum ausbildet, der eine die Gegenhalterräume miteinander verbindende erste axiale Durchgangsbohrung aufweist und der eine zumindest teilweise mit der ersten Radial-Durchgangsbohrung überlappende zweite Radial-Durchgangsbohrung aufweist. In dem ersten Gegenhalterkolben ist ein zweiter Gegenhalterkolben geführt, der mit dem ersten Gegenhalterkolben den zweiten Gegenhalterraum begrenzt und der eine in den zweiten Gegenhalterraum mündende Axial-Durchgangsbohrung aufweist. Weiter umfasst der Gegenhalter eine in dem zweiten Gegenhalterraum angeordnete Nachstellfeder.
  • Die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine hat also sowohl die für die Erzielung einer Motorbremskraftwirkung erforderliche Ventilsteuereinheit als auch einen Ausgleichsmechanismus, der die Ventilspieleinstellung automatisch durchführt. Eine zeit- und kostenaufwändige sowie fehleranfällige regelmäßige Einstellung von Hand erübrigt sich. Die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine bietet also verglichen mit bisherigen mit einer Motorbremseinrichtung ausgestatteten Brennkraftmaschinen die Zusatzfunktionalität der automatischen Ventilspieleinstellung, die die Montage und den Betrieb sicherer und effizienter gestaltet. Durch die automatische Ventilspieleinstellung werden insbesondere die Klappergeräusche des Auslassventils minimiert und Beschädigungen am Ventiltrieb durch ein zu klein eingestelltes Ventilspiel vermieden. Weiterhin müssen durch den automatischen Ventilspielausgleich im Betrieb der Brennkraftmaschine keine Ventilspiele überbrückt werden, so dass die Steuerzeiten des Auslassventils exakt eingehalten werden können, wodurch das Abgasverhalten der Brennkraftmaschine optimiert wird.
  • Dadurch, dass sowohl die Ventilsteuereinheit als auch der Ventilspielausgleichsmechanismus an den ohnehin vorhandenen Ölkreis angeschlossen sind, können Brennkraftmaschinen ohne einen hydraulischen Ventilspielausgleichsmechanismus mit geringem Aufwand nachgerüstet werden.
  • Ein Ventilspielausgleichsmechanismus nach Anspruch 2 hat sich in der Praxis bewährt.
  • Eine Weiterbildung nach Anspruch 3 ist platzsparend und ermöglicht ein Nachrüsten von Brennkraftmaschinen ohne einen hydraulischen Ventilspielausgleichsmechanismus durch einfaches Ersetzen des Kipphebels, der Ventilbrücke sowie des Gegenhalters und durch Integrieren des Ventilspielausgleichsmechanismus in den Kipphebel. Durch das Integrieren des Ventilspielausgleichsmechanismus in den Kipphebel wird die Stabilität der Ventilbrücke nicht beeinträchtigt.
  • Eine Ausbildung des Ventilspielausgleichsmechanismus nach Anspruch 4 hat sich in der Praxis bewährt. Der Ausgleichskolben wirkt als Kontaktbolzen mit dem Kipphebel und der Ventilbrücke zur Betätigung dieser zusammen. Durch das Verlagern des Ausgleichskolbens relativ zu dem Kipphebel erfolgt somit eine Längeneinstellung des Kontaktbolzens entsprechend des auszugleichenden Ventilspiels.
    Eine Weiterbildung nach Anspruch 5 gewährleistet eine schnelle Versorgung des Ventilspielausgleichsmechanismus und der Ventilsteuereinheit mit einer ausreichenden Menge an Öl.
  • Ein Verbindungskanal nach Anspruch 6 entkoppelt die Ölversorgung der Ventilsteuereinheit von der des Ventilspielausgleichsmechanismus. Vorzugsweise verläuft der Verbindungskanal zwischen dem Ölspeicherraum und dem Steuerkanal.
  • Eine Weiterbildung nach Anspruch 7 ist platzsparend und ermöglicht ein Nachrüsten von Brennkraftmaschinen ohne einen hydraulischen Ventilspielausgleichsmechanismus durch einfaches Ersetzen der Ventilbrücke sowie des Gegenhalters und durch Integrieren des Ventilspielausgleichsmechanismus in die Ventilbrücke.
  • Ein Ventilspielausgleichsmechanismus nach Anspruch 8 hat sich in der Praxis bewährt.
  • Eine Ventilsteuereinheit nach Anspruch 9 hat sich in der Praxis bewährt.
  • Eine Weiterbildung nach Anspruch 10 ist platzsparend.
  • Eine Weiterbildung nach Anspruch 11 gewährleistet ein sicheres Verschließen des Steuerkanals. Da sich der Steuerkolben bei nicht betätigter Motorbremseinrichtung in seiner eingefahrenen Grundstellung befindet, kann dieser den Steuerkanal verschließen und somit das Verschlusselement bilden. Hierdurch wird ohne konstruktiven Zusatzaufwand eine Abkopplung der Ventilsteuereinheit von dem Ölkreis erzielt, so dass sich die Ventilbrücke und das Auslassventil beim Ausgleichen des Ventilspiels in einer definierten Stellung befinden.
  • Ein Rückschlagventil nach Anspruch 12 verhindert ein Einfahren des ausgefahrenen Steuerkolbens, wenn die durch den Öldruck erzeugte Kraft auf den Steuerkolben hierfür nicht ausreichend ist. Das Auslassventil wird somit in der zwischengeöffneten Stellung sicher blockiert.
  • Eine Weiterbildung nach Anspruch 13 gewährleistet eine einfache Versorgung des Gegenhalters mit Öl, so dass der erste Gegenhalterkolben einen absolut festen Anschlag für die Ventilbrücke im Motorbremsbetrieb ausbildet. In der zwischengeöffneten Stellung des Auslassventils strömt Öl über den Versorgungskanal in die Gegenhalterräume, wodurch die Position des gegen die Ventilbrücke anliegenden ersten Gegenhalterkolbens fixiert wird.
  • Eine Ventilbrücke nach Anspruch 14 verhindert die Bildung von Lufteinschlüssen in den Gegenhalterräumen, da der zweite Gegenhalterkolben in die mit Öl gefüllte Ausnehmung eintaucht. In den Gegenhalterräumen kann sich somit kein kompressibles Luftpolster bilden, wodurch ein fester Anschlag für die Ventilbrücke gewährleistet wird.
  • Weitere Merkmale, Vorteile und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung mehrerer Ausführungsbeispiele anhand der Zeichnung. Es zeigen:
    • Fig. 1
    eine Querschnittsdarstellung einer Ventilsteuereinheit und eines Ventilspielausgleichsmechanismus gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel, und
    Fig. 2
    eine Querschnittsdarstellung einer Ventilsteuereinheit und eines Ventilspielausgleichsmechanismus gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel.
  • Nachfolgend wird anhand von Fig. 1 ein erstes Ausführungsbeispiel der Erfindung beschrieben. Eine Brennkraftmaschine 1 mit einer Motorbremseinrichtung 2 weist mehrere in der Fig. 1 nicht gezeigte Zylinder auf, die jeweils einen Brennraum begrenzen. Jedem dieser Brennräume ist mittels mindestens eines Einlassventils Luft oder ein Luft-Kraftstoff-Gemisch zuführbar. Darüber hinaus sind jedem Brennraum zwei Auslassventile 3 und 4 zugeordnet, mittels derer Abgas in einen Abgaskanal abführbar ist. Die Auslassventile 3 und 4 sind mittels einer gemeinsamen Ventilbrücke 5 mechanisch ansteuer- und betätigbar. Die Ventilbrücke 5 ist Teil eines Verbindungsmechanismus, der die Auslassventile 3 und 4 mit einer in der Fig. 1 nicht gezeigten Nockenwelle der Brennkraftmaschine 1 verbindet. Der Verbindungsmechanismus umfasst einen schwenkbar gelagerten Kipphebel 6, der über einen Kontaktbolzen 7 auf die Ventilbrücke 5 wirkt. Hierzu ist der Kontaktbolzen 7 an seinem freien Ende mit einer kugelgelenkig angelenkten Stützkalotte 8 versehen. Im Inneren des Kipphebels 6 verläuft ein Ölspeisekanal 9 eines zur Schmierung, aber auch zur hydraulischen Steuerung vorgesehenen Ölkreises 10 der Brennkraftmaschine 1. Das in dem Ölspeisekanal 9 geführte Öl hat während des Betriebs näherungsweise den gleichen Öldruck pkonstant.
  • Der Kontaktbolzen 7 ist Teil eines hydraulischen Ventilspielausgleichsmechanismus 11, der als Kolben-Zylinder-Einheit ausgebildet und zwischen dem Kipphebel 6 und der Ventilbrücke 5 angeordnet ist. Der Ventilspielausgleichsmechanismus 11 dient zum automatischen Ausgleich des Ventilspiels der Auslassventile 3 und 4. Der Ventilspielausgleichsmechanismus 11 ist in den Kipphebel 6 integriert, wobei der Kontaktbolzen 7 einen im Längsschnitt U-förmigen Ausgleichskolben 12 bildet, der in einer in dem Kipphebel 6 ausgebildeten und als Zylinder wirkenden Ventilspielausgleichs-Zylinderbohrung 13 axial beweglich geführt ist. Der Ausgleichskolben 12 begrenzt zusammen mit einem Stützkolben 14 einen Ausgleichsraum 15. In diesem ist zwischen dem Ausgleichskolben 12 und dem Stützkolben 14 eine Ventilspielausgleichs-Nachstellfeder 16 angeordnet.
  • Der Stützkolben 14 ist im Längsschnitt U-förmig ausgebildet und liegt gegen eine Stützplatte 17 an, die endseitig in der Ventilspielausgleichs - Zylinderbohrung 13 des Kipphebels 6 gelagert ist. Der Stützkolben 14 ist in dem U-förmig ausgebildeten Ausgleichskolben 12 gelagert und axial beweglich geführt. Der Stützkolben 14 begrenzt aufgrund seiner U-förmigen Ausbildung zusammen mit der Stützplatte 17 einen inneren Ölspeicherraum 18, der über in der Stützplatte 17 ausgebildete Kanäle 19 mit einem ringförmigen, äußerem Ölspeicherraum 20 in Verbindung steht. Der äußere Ölspeicherraum 20 wird im Wesentlichen durch den Kipphebel 6, den Ausgleichskolben 12, den Stützkolben 14 und die Stützplatte 17 begrenzt. Der Ölspeisekanal 9 mündet in den äußeren Ölspeicherraum 20.
  • Der Ventilspielausgleichsmechanismus 11 ist an den Ölkreis 10 angeschlossen. Hierzu weist der Stützkolben 14 einen zentralen Ölzufuhrkanal 21 auf, der den inneren Ölspeicherraum 18 mit dem Ausgleichsraum 15 verbindet. An einem dem Ausgleichsraum 15 zugewandten Ende des Ölzufuhrkanals 21 ist ein Ventilspielausgleichs-Rückschlagventil 22 (= Rücklaufsperrventil) vorgesehen, dessen Kugel 23 mittels einer Rückschlagventilfeder 24 in einen Kugelsitz 25 des Ölzufuhrkanals 21 gedrückt wird. Die Rückschlagventilfeder 24 ist hierzu gegen ein Abstützblech 26 abgestützt; das zwischen dem Stützkolben 14 und der Ventilspielausgleichs-Nachstellfeder 16 gehalten wird. Die Bewegung des Ausgleichskolbens 12 wird durch erste Begrenzungsstifte 27 begrenzt, die in einer maximal ausgefahrenen Stellung des Ausgleichskolbens 12 gegen einen ringförmigen Bund 28 anschlagen.
  • Die Motorbremseinrichtung 2 der Brennkraftmaschine 1 ist vom EVB-Typ und umfasst neben einem in der Fig. 1 nicht gezeigten Drosselelement im Abgaskanal sowie einer ebenfalls nicht gezeigten zentralen Steuereinheit für jeden Zylinder eine hydraulische Ventilsteuereinheit 29, die als Kolben-Zylinder-Einheit ausgebildet ist. Die Ventilsteuereinheit 29 weist einen Steuerkolben 30 auf, der in einer in der Ventilbrücke 5 ausgebildeten und als Zylinder wirkenden Ventilsteuereinheit-Zylinderbohrung 31 axial beweglich geführt ist. Der Steuerkolben 30 ist im Längsschnitt im Wesentlichen H-förmig ausgebildet und stützt sich am oberen Ende eines Schaftes 32 des Auslassventils 3 ab. Das Auslassventil 3 ist mit seinem Schaft 32 in einem Zylinderkopf axial beweglich gelagert und durch eine Schließfeder 33 mit einer bestimmten Vorspannkraft in Schließrichtung beaufschlagt. Die Schließfeder 33 ist zwischen dem Zylinderkopf und einem Federteller 34 gespannt. Die Schließkraft der Schließfeder 33 ist mit FFed bezeichnet.
  • Die Ventilsteuereinheit 29 ist zwischen dem Auslassventil 3 und der Ventilbrücke 5 angeordnet und wirkt dementsprechend im Motorbremsbetrieb lediglich mit dem Auslassventil 3 zusammen, jedoch nicht mit dem Auslassventil 4. Das Auslassventil 4 ist mit seinem Schaft 35 entsprechend dem Auslassventil 3 in dem Zylinderkopf axial beweglich gelagert und durch eine Schließfeder 36 mit einer entsprechenden Vorspannkraft in Schließrichtung beaufschlagt. Die Schließfeder 36 ist zwischen dem Zylinderkopf und einem Federteller 37 gespannt.
  • In der in Fig. 1 gezeigten Stellung des Steuerkolbens 30 ist zwischen einer Begrenzungsfläche 38 und dem Steuerkolben 30 ein Steuerraum 39 ausgebildet. In dem Steuerraum 39 ist eine Ventilsteuer-Nachstellfeder 40 angeordnet, die gegen die Begrenzungsfläche 38 und den Steuerkolben 30 anliegt und diesen gegen den Schaft 32 drückt. Die Federkraft der Ventilsteuer-Nachstellfeder 40 wirkt damit gegen die Schließkraft FFed der Schließfeder 33 und wird nachfolgend mit FNFed bezeichnet.
  • Zur Ölspeisung der Ventilsteuereinheit 29 ist ein innerhalb der Ventilbrücke 5 ausgebildeter Steuerkanal 41 und ein in dem Ausgleichskolben 12 ausgebildeter Verbindungskanal 42 vorgesehen, die den Steuerraum 39 mit dem Ölspeisekanal 9 verbinden und den Ventilspielausgleichsmechanismus 11 somit an den Ölkreis 10 anschließen. Der Verbindungskanal 42 ist derart in dem Ausgleichskolben 12 ausgebildet, dass der Ölspeisekanal 9 unter Umgehung des Ausgleichsraums 15 mit dem Steuerkanal 41 verbunden ist. Hierzu weist der Verbindungskanal 42 ausgehend von dem Ölspeicherraum 20 mindestens einen ersten Kanalabschnitt 43 auf, der umfangsseitig in axialer Richtung verläuft und den Ölspeicherraum 20 mit einem ringförmig ausgebildeten und umfangsseitig angeordneten zweiten Kanalabschnitt 44 verbindet. Ausgehend von dem zweiten Kanalabschnitt 44 verläuft ein dritter Kanalabschnitt 45 in Richtung der Mittellängsachse des Ausgleichskolbens 12, der die Verbindung zu einem zentralen und in axialer Richtung verlaufenden vierten Kanalabschnitt 46 herstellt. Ein konzentrisch zu dem vierten Kanalabschnitt 46 angeordneter fünfter Kanalabschnitt 47 ist in der Stützkalotte 8 ausgebildet.
    Der Steuerkanal 41 mündet derart in den Steuerraum 39, dass der Steuerkolben 30 in seinem oberen Totpunkt für den Steuerkanal 41 ein Verschlusselement 48 bildet. In dem Steuerkanal 41 ist ein Steuerkanal-Rückschlagventil 49 mit einer in einem Kugelsitz 50 aufnehmbaren Kugel 51 angeordnet. Das Steuerkanal-Rückschlagventil 49 ist derart ausgerichtet, dass dieses den Steuerkanal 41 bei einem Ölfluss in Richtung des Ölspeisekanals 9 verschließt. Zur Begrenzung der Bewegung des Steuerkolbens 30 erstreckt sich ein Begrenzungsstift 77 in eine seitliche Kolbenausnehmung 78 des Steuerkolbens 30.
  • Zum Bereitstellen eines Anschlages 52 für die Ventilbrücke 5 ist ein Gegenhalter 53 vorgesehen. Der Gegenhalter 53 ist als hydraulische Kolben-Zylinder-Einheit ausgebildet und weist einen Gegenhaltergrundkörper 54 mit einer Gegenhalter-Zylinderbohrung 55 auf, in der ein erster Gegenhalterkolben 56 axial geführt ist. In der in Fig. 1 gezeigten Stellung des ersten Gegenhalterkolbens 56 ist zwischen diesem und dem Gegenhaltergrundkörper 54 ein erster Gegenhalterraum 57 ausgebildet. Die Bewegung des ersten Gegenhalterkolbens 56 wird durch einen Begrenzungsstift 58 begrenzt, der in einer Ausnehmung 59 des Gegenhalterkolbens 56 angeordnet ist.
  • Der erste Gegenhalterkolben 56 ist im Längsschnitt U-förmig ausgebildet und dient als Zylinder für einen zweiten Gegenhalterkolben 60, der in dem ersten Gegenhalterkolben 56 axial beweglich geführt ist. Der im Längsschnitt U-förmig ausgebildete zweite Gegenhalterkolben 60 begrenzt zusammen mit dem ersten Gegenhalterkolben 56 einen zweiten Gegenhalterraum 61, der durch eine im ersten Gegenhalterkolben 56 ausgebildete axiale Durchgangsbohrung 62 mit dem ersten Gegenhalterraum 57 verbunden ist. In dem zweiten Gegenhalterraum 61 ist eine Nachstellfeder 63 angeordnet, die gegen die Gegenhalterkolben 56 und 60 anliegt. Die Bewegung des zweiten Gegenhalterkolbens 60 wird durch einen Begrenzungsstift 64 begrenzt, der in einer Ausnehmung 65 des ersten Gegenhalterkolbens 56 angeordnet ist.
  • Der Gegenhaltergrundkörper 54 weist eine erste Radial-Durchgangsbohrung 66 auf, die eine Größe derart hat, dass eine in dem ersten Gegenhalterkolben 56 ausgebildete zweite Radial-Durchgangsbohrung 67 über den gesamten Kolbenhub des ersten Gegenhalterkolbens 56 mit der ersten Radial-Durchgangsbohrung 66 in Verbindung steht. Die zweite Radial-Durchgangsbohrung 67 ist derart in dem ersten Gegenhalterkolben 56 angeordnet, dass der zweite Gegenhalterkolben 60 diese in einer vollständig eingefahrenen Stellung verschließt und in einer ausgefahrenen Stellung freigibt.
  • Der erste Gegenhalterraum 57 ist über einen Versorgungskanal 68 mit dem Steuerraum 39 verbunden und so an den Ölkreis 10 angeschlossen. Zur Ausbildung des Versorgungskanals 68 weist der zweite Gegenhalterkolben 60 eine Axial-Durchgangsbohrung 69 auf, die mit einer entsprechenden Bohrung 70 in der Ventilbrücke 5 fluchtet. Die Bohrung 70 mündet in eine Ausnehmung 71, die zum Eintauchen des zweiten Gegenhalterkolbens 60 in der Ventilbrücke 5 ausgebildet ist. Die Ausnehmung 71 ist Teil des Versorgungskanals 68. Die Außenkontur 72 der Ausnehmung 71 ist derart, dass diese die Außenkontur 73 des zweiten Gegenhalterkolbens 60 umgibt, dieser also in die Ausnehmung 71 eintauchen kann, und von der Außenkontur 74 des ersten Gegenhalterkolbens 56 umgeben wird, der erste Gegenhalterkolben 56 also nicht in die Ausnehmung 71 eintauchen kann. Wenn der erste Gegenhalterkolben 56 von der Ventilbrücke 5 abgehoben ist, ist der Versorgungskanal 68 unterbrochen. In diesem Zustand bildet die Ausnehmung 71 eine erste Absteuereröffnung 75 und die zweite Axial-Durchgangsbohrung 69 eine zweite Absteueröffnung 76 aus.
  • Im Folgenden wird die Funktionsweise der Motorbremseinrichtung 2 sowie des Ventilspielausgleichsmechanismus 11 näher beschrieben.
  • Zunächst wird der Motorbremsbetrieb erläutert. Bei Betätigung der Motorbremseinrichtung 2 wird das Drosselelement im Abgaskanal in Drosselstellung gebracht, wodurch sich Abgase im Abgaskanal zwischen der Auslassventilöffnung des Zylinders und dem Drosselelement stauen. Dieser Staudruck im Abgaskanal mit der Druckwelle der sich öffnenden Auslassventile der benachbarten Zylinder bewirkt eine Zwischenöffnung des Auslassventils 3, welche während des Kompressionstakts und des Expansionstakts jedes 4-Takt-Zyklus der Brennkraftmaschine 1 eintritt. Das Auslassventil 3 springt erst, wenn die Ventilbrücke 5 in ihrem oberen Totpunkt ist. Aufgrund der im Brennraum des Zylinders und im Abgaskanal herrschenden Druckverhältnisse resultiert eine pneumatische Kraft Fpn, die der Schließkraft FFed der Schließfeder 33 entgegenwirkt und das angesprochene Zwischenöffnen des Auslassventils 3 verursacht. Die Federkraft FNFed der Ventilsteuer-Nachstellfeder 40 rückt den Steuerkolben 30 dem Auslassventil 3 nach und unterstützt das Zwischenöffnen des Auslassventils 3. Durch das Nachrücken des Steuerkolbens 30 vergrößert sich das Volumen des Steuerraums 39. Zugleich gibt der als Verschlusselement 48 wirkende Steuerkolben 30 den Steuerkanal 41 frei, so dass der Steuerkolben 30 über den Steuerkanal 41 das für die Bewegung erforderliche Öl zur Verfügung gestellt wird. Aufgrund des in dem Steuerraum 39 entstehenden Druckabfalls fließt Öl durch den Ölspeisekanal 9, die Ölspeicherräume 18 und 20, den Verbindungskanal 42 und den Steuerkanal 41 in den Steuerraum 39, wodurch eine hydraulische Kraft FHyd auf den Steuerkolben 30 wirkt und die Ventilsteuer-Nachstellfeder 40 unterstützt.
  • Weiterhin strömt Öl von dem Steuerraum 39 über den Versorgungskanal 68 in die Gegenhalterräume 57 und 61. Da der zweite Gegenhalterkolben 60 aufgrund der Nachstellfeder 63 vollständig ausgefahren ist, gibt dieser die zweite Radial-Durchgangsbohrung 67 frei, so dass in den Gegenhalterräumen 57 und 61 befindliche Luft sowie überschüssiges Öl durch die Radial-Durchgangsbohrungen 66 und 67 entweichen kann. Wird der Steuerkolben 30 aufgrund der Schließkraft FFed der Schließfeder 33 wieder in Richtung seines oberen Totpunktes gedrückt, so bewegt sich der zweite Gegenhalterkolben 60 in Richtung seines oberen Totpunktes und schlägt gegen den ersten Gegenhalterkolben 56 an, wodurch die zweite Radial-Durchgangsbohrung 67 verschlossen wird. Das Öl kann somit aufgrund des Steuerkanal-Rückschlagventils 49 und des zweiten Gegenhalterkolbens 60 nicht aus dem Steuerraum 39 und den Gegenhalterräumen 57 und 61 entweichen, so dass der Steuerkolben 30 gegen die Schließkraft FFed der Schließfeder 33 in Position gehalten wird. Der erste Gegenhalterkolben 56 wirkt aufgrund des mit komprimiertem Öl gefüllten ersten Gegenhalterraums 57 als fester Anschlag 52 für die Ventilbrücke 5. Der Steuerkolben 30 ist also in der Ventilbrücke 5 hydraulisch geblockt, so dass das mechanisch mit dem Steuerkolben 30 gekoppelte Auslassventil 3 in der zwischengeöffneten Stellung gehalten wird. Das Auslassventil 3 bleibt damit während des zweiten Taktes (= Kompressionstakt) und des folgenden dritten Taktes (= Expansionstakt) in der zwischengeöffneten Stellung, wodurch sich die gewünschte Motorbremswirkung einstellt.
  • Am Ende des dritten Taktes belastet der Kipphebel 6 die Ventilbrücke 5 aufgrund der Nockenwellensteuerung wieder, um die Auslassventile 3 und 4 in die während des vierten Taktes vorgesehene vollständig geöffnete Stellung zu bringen. Die Ventilbrücke 5 bewegt sich aufgrund der Belastung durch den Kipphebel 6 von dem ersten Gegenhalterkolben 56 weg, so dass der Kontakt zwischen diesem und der Ventilbrücke 5 abreißt und sich die Absteueröffnungen 75, 76 öffnen. Bevor der Kontakt abreist wird Öl von Raum 39 in die Gegenhalter-Zylinderbohrung 55 verdrängt, so dass der Kolben 58 mit nach unten wandert, weshalb keine Feder in der Gegenhalter-Zylinderbohrung 55 notwendig ist, dies zu bewerkstelligen. Nach dem Abreißen des Kontaktes kann das in dem Steuerraum 39 befindliche Öl über die Absteueröffnung 75 in den Bereich des Zylinderdeckels ausströmen. Damit wird die hydraulische Blockierung des Steuerkolbens 30 aufgehoben. Der Ölabfluss aus dem Steuerraum 39 wird auch dadurch unterstützt, dass der Steuerkolben 30 durch die Schließkraft FFed der Schließfeder 33 in seinen oberen Totpunkt zurückgedrängt wird. Darüber hinaus verschließt das Steuerkanal-Rückschlagventil 49 bei der Rückbewegung des Steuerkolbens 30 den Steuerkanal 41. Das in den Gegenhalterräumen 57 und 61 befindliche Öl kann über die Absteueröffnung 76 in den Bereich des Zylinderdeckels ausströmen. Der zweite Gegenhalterkolben 60 wird durch die Nachstellfeder 63 wieder in seine vollständig ausgefahrene Stellung gebracht. Solange der Steuerkolben 30 den Steuerkanal 41 noch nicht vollständig verschließt, fließt Öl aus den Ölspeicherräumen 18 und 20 über den Steuerraum 39 und die Absteueröffnung 75 in den Bereich des Zylinderdeckels. Da die Ölzufuhr zu dem Steuerraum 39 von der zu dem Ausgleichsraum 15 entkoppelt ist, wirkt sich der Ölabfluss nicht auf die Stellung des Ausgleichskolbens 12 aus.
  • Beim Rückhub des Kipphebels 6 taucht der zweite Gegenhalterkolben 60 in die mit Öl gefüllte Ausnehmung 71 soweit ein, bis der erste Gegenhalterkolben 56 gegen die Ventilbrücke 5 anschlägt. Durch das sukzessive Eintauchen in Öl werden Lufteinschlüsse in den Gegenhalterräumen 57 und 61 vermieden. Der erste Gegenhalterkolben 56 passt sich der Stellung der Ventilbrücke 5 an, wobei überschüssiges Öl aus dem ersten Gegenhalterraum 57 über die axiale Durchgangsbohrung 62 und die Radial-Durchgangsbohrungen 66 und 67 entweichen kann. Während des Rückhubs bleibt der Steuerkolben 30 in seinem oberen Totpunkt und verschließt somit weiterhin den Steuerkanal 41. Die Ventilbrücke 5 und die Auslassventile 3 und 4 befinden sich hierdurch in einer definierten Stellung, so dass der Ventilspielausgleichsmechanismus 11 das Ventilspiel ausgleichen kann. Die Federkraft der Ventilspielausgleichs-Nachstellfeder 16 positioniert den Ausgleichskolben 12 derart, dass das Ventilspiel Null eingestellt wird. Aufgrund des hierbei im Ausgleichsraum 15 entstehenden Druckabfalls strömt Öl aus dem Ölspeicherraum 15 über das Ventilspielausgleichs-Rückschlagventil 22 in den Ausgleichsraum 15 nach.
  • Im Folgenden wird der normal befeuerte Motorbetrieb erläutert. Im normal befeuerten Motorbetrieb bleibt das Drosselelement im Abgaskanal in der geöffneten Stellung. Da das Auslassventil 3 aufgrund der Schließkraft FFed der Schließfeder 33 im normal befeuerten Motorbetrieb nicht in eine zwischengeöffnete Stellung springt, verbleibt der Steuerkolben 30 während des ersten bis vierten Taktes in seinem oberen Totpunkt. Dadurch ist der Steuerkanal 41 ständig verschlossen. Durch den Umstand, dass, wie oben beschrieben ist, in der Gegenhalter-Zylinderbohrung 55 keine Feder notwendig ist, wird ein Aufschlagen des ersten Gegenkolbens 56 auf den Anschlag 52 vermieden.
  • Am Ende des dritten Taktes belastet der Kipphebel 6 die Ventilbrücke 5 aufgrund der Nockenwellensteuerung, um die Auslassventile 3 und 4 in die während des vierten Taktes vorgesehene vollständig geöffnete Stellung zu bringen. Der Ausgleichskolben 12 komprimiert das im Ausgleichsraum 15 befindliche Öl, wobei der Ausgleichsraum 15 durch das Ventilspielausgleichs-Rückschlagventil 22 in Richtung des Ölzufuhrkanals 21 abgedichtet wird. Aufgrund der exakten Passflächen des Ausgleichskolbens 12 und des Stützkolbens 14 kann kein Öl aus dem Ausgleichsraum 15 und den Ölspeicherräumen 18 und 20 entweichen, so dass die vom Kipphebel 6 auf den Ausgleichskolben 12 ausgeübte Kraft über das Ölpolster auf die Ventilbrücke 5 übertragen wird. Die Ventilbrücke 5 bewegt sich aufgrund der Belastung durch den Kipphebel 6 von dem Gegenhalter 53 weg, wodurch die Auslassventile 3 und 4 geöffnet werden.
  • Beim Rückhub des Kipphebels 6 taucht der zweite Gegenhalterkolben 60 wieder in die mit Öl gefüllte Ausnehmung 71 soweit ein, bis der erste Gegenhalterkolben 56 gegen die Ventilbrücke 5 anschlägt. Der erste Gegenhalterkolben 56 passt sich entsprechend dem Motorbremsbetrieb an die Stellung der Ventilbrücke 5 an. Da sich der Steuerkolben 30 in seinem oberen Totpunkt befindet und den Steuerkanal 41 verschließt, befindet sich die Ventilbrücke 5 in einer definierten Stellung, so dass der Ventilspielausgleichsmechanismus 11 das Ventilspiel ausgleichen kann. Die Ventilspielausgleichs-Nachstellfeder 16 positioniert den Ausgleichskolben 12 derart, dass das Ventilspiel Null eingestellt wird. Durch den im Ausgleichsraum 15 entstehenden Druckabfall strömt Öl über das Ventilspielausgleichs-Rückschlagventil 22 aus dem Ölspeicherraum 18 nach.
  • Bei der Brennkraftmaschine 1 entfällt während der Motormontage und auch während des Betriebs jegliche Einstellung des Ventilspiels. Der Ausgleich des Ventilspiels erfolgt durch den Ventilspielausgleichsmechanismus 11 automatisch. Dadurch, dass der Steuerkanal 41 durch den Steuerkolben 30 verschließbar ist, ist die Ventilsteuereinheit 29 von dem Ölkreis 10 abkoppelbar, wodurch das Auslassventil 3 und die Ventilbrücke 5 für den Ausgleich des Ventilspiels eine definierte Lage aufweisen. Insbesondere erfolgt auch ein automatischer Ausgleich der thermischen Ausdehnung der Auslassventile 3 und 4. Da keine Spiele überbrückt werden müssen, können die theoretisch vorgegebenen Steuerzeiten exakter eingehalten werden. Dies wirkt sich günstig auf die Abgaswerte aus. Außerdem reduziert der Ausgleich des Ventilspiels die Geräuschentwicklung der Brennkraftmaschine 1.
  • Nachfolgend wird unter Bezugnahme auf Fig. 2 ein zweites Ausführungsbeispiel der Erfindung beschrieben. Konstruktiv identische Teile erhalten dieselben Bezugszeichen wie bei dem ersten Ausführungsbeispiel, auf dessen Beschreibung hiermit verwiesen wird. Konstruktiv unterschiedliche Teile erhalten dieselben Bezugszeichen mit einem nachgestellten a. Der Ventilspielausgleichsmechanismus 11a ist zwischen dem Kipphebel 6a und der Ventilbrücke 5a angeordnet und in die Ventilbrücke 5a integriert. Hierzu ist die Ventilspielausgleichs-Zylinderbohrung 13a in der Ventilbrücke 5a ausgebildet. Der im Längsschnitt U-förmige Ausgleichskolben 12a ist in dieser axial beweglich geführt. Die Ventilbrücke 5a und der Ausgleichskolben 12a begrenzen den Ausgleichsraum 15a, in dem die Ventilspielausgleichs-Nachstellfeder 16a angeordnet ist. Der Ölzufuhrkanal 21a ist in dem Ausgleichskolben 12a ausgebildet und über den Verbindungskanal 42a mit dem Ölspeisekanal 9 verbunden. Der Steuerkanal 41 verläuft ausgehend von dem Ausgleichsraum 15a zu dem Steuerraum 39.
  • Aufgrund des im Steuerraum 39 beim Zwischenöffnen des Auslassventils 3 entstehenden Druckabfalls fließt Öl durch den Ölzufuhrkanal 21 a, den Ausgleichsraum 15a und den Steuerkanal 41 in den Steuerraum 39. Der Steuerkolben 30 wird in der bereits beschriebenen Weise in der Ventilbrücke 5a hydraulisch geblockt, so dass das mechanisch mit dem Steuerkolben 30 gekoppelte Auslassventil 3 in der zwischengeöffneten Stellung gehalten wird. Ist der erste Gegenhalterkolben 56 von der Ventilbrücke 5a abgehoben, kann - solange der Steuerkolben 30 den Steuerkanal 41 noch nicht vollständig verschließt - Öl aus dem Ausgleichsraum 15a über den Steuerraum 39 und die Absteueröffnung 75 in den Bereich des Zylinderdeckels abfließen, wodurch der Ausgleichskolben 12a in Richtung seines unteren Totpunkts gedrückt wird. Während des Rückhubs bleibt der Steuerkolben 30 in seinem oberen Totpunkt und verschließt weiterhin den Steuerkanal 41. Die Ventilbrücke 5a und die Auslassventile 3 und 4 befinden sich somit in einer definierten Stellung, so dass der Ventilspielausgleichsmechanismus 11a das Ventilspiel ausgleichen kann. Die Federkraft der Ventilspielausgleichs-Nachstellfeder 16a positioniert den Ausgleichskolben 12a derart, dass das Ventilspiel Null eingestellt wird. Aufgrund des hierbei im Ausgleichsraum 15a entstehenden Druckabfalls strömt Öl über das Ventilspielausgleichs-Rückschlagventil 22 in den Ausgleichsraum 15a nach. Hinsichtlich der weiteren Funktionsweise wird auf das vorangegangene Ausführungsbeispiel verwiesen.
  • Abschließend ist noch auf einen prinzipiellen Unterschied der in den Figuren 1 und 2 gezeigten Beispiele hinzuweisen. Da das Öl für die EVB im fall des Beispiels nach Figur 2 durch das Element für den Ventilspielausgleich muss, ist während des Bremsbetriebes bei dieser Variante kein Ventilsielausgleich möglich. Der Ausgleichskolben 12a wird vielmehr während der Ölaufnahme durch den Steuerraum 39 in seinen unteren Anschlag wandern.
  • Bei dem Beispiel nach Figur 1 ist dies wegen der parallelen Ölversorgung nicht möglich.
  • Andererseits verhindert die Reihenschaltung gemäß Figur 2 sicher ein "Aufpumpen" des Elementes für den Ventilspielausgleich, bei einem möglichen "springen" des Auslassventils 4.

Claims (14)

  1. Brennkraftmaschine, umfassend
    - ein Auslassventil (3, 4) zum Abführen von Abgas aus einem Brennraum,
    - eine Ventilbrücke (5; 5a) zum Lagern des Auslassventils (3, 4),
    - einen Kipphebel (6; 6a) zum Verlagern der Ventilbrücke (5; 5a),
    - eine Motorbremseinrichtung (2) mit einer hydraulischen Ventilsteuereinheit (29),
    -- die zwischen dem Auslassventil (3) und der Ventilbrücke (5; 5a) angeordnet ist,
    -- die zur Ölspeisung an einen Ölspeisekanal (9) eines Ölkreises (10) angeschlossen ist und
    -- mittels der das Auslassventil (3) bei betätigter Motorbremseinrichtung (2) in einer zwischengeöffneten Stellung haltbar ist,
    - einen Gegenhalter (53) zum Bereitstellen eines Anschlages (52) für die Ventilbrücke (5; 5a),
    - einen Steuerkanal (41), der zur Ölspeisung der hydraulischen Ventilsteuereinheit (29) an den Ölspeisekanal (9) angeschlossen ist,
    dadurch gekennzeichnet dass,
    - ein hydraulischer Ventilspielausgleichsmechanismus (11; 11a) für das Auslassventil (3) vorgesehen ist,
    -- der zwischen dem Kipphebel (6; 6a) und der Ventilbrücke (5; 5a) angeordnet ist, und
    -- der zur Ölspeisung an den Ölspeisekanal (9) angeschlossen ist,
    - der Steuerkanal (41) zum Ausgleichen des Ventilspiels des Auslassventils (3,4) mittels eines Verschlusselements (48) verschließbar ist,
    - der Gegenhalter (53) zum Anpassen des Anschlages (52) an die Stellung des Ventilspielausgleichsmechanismus (11; 11a) als hydraulische Kolben-Zylinder-Einheit ausgebildet ist, und
    - der Gegenhalter (53) umfasst:
    -- einen Gegenhaltergrundkörper (54),
    -- - der eine einen ersten Gegenhalterraum (57) bildende Gegenhalter-Zylinderbohrung (55) aufweist und
    -- - der eine erste Radial-Durchgangsbohrung (66) aufweist,
    -- einen in der Gegenhalter- Zylinderbohrung (55) geführten ersten Gegenhalterkolben (56),
    -- - der mit dem Gegenhaltergrundkörper (54) den ersten Gegenhalterraum (57) begrenzt,
    -- - der im Längsschnitt U-förmig ist und einen zweiten Gegenhalterraum (61) ausbildet,
    -- - der eine die Gegenhalterräume (57, 61) miteinander verbindende erste axiale Durchgangsbohrung (62) aufweist und
    -- der eine zumindest teilweise mit der ersten Radial-Durchgangsbohrung (66) überlappende zweite Radial-Durchgangsbohrung (67) aufweist,
    -- einen in dem ersten Gegenhalterkolben (56) geführten zweiten Gegenhalterkolben (60),
    -- - der mit dem ersten Gegenhalterkolben (56) den zweiten Gegenhalterraum (61) begrenzt, und
    -- - der eine in den zweiten Gegenhalterraum (61) mündende Axial-Durchgangbohrung (69) aufweist, und
    -- eine in dem zweiten Gegenhalterraum (61) angeordnete Nachstellfeder (63).
  2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilspielausgleichsmechanismus (11; 11a) umfasst:
    - einen in einer Ventilspielausgleichs-Zylinderbohrung (13; 13a) geführten Ausgleichskolben (12; 12a),
    - einen von dem Ausgleichskolben (12; 12a) begrenzten Ausgleichsraum (15; 15a),
    - eine in dem Ausgleichsraum (15; 15a) angeordnete Ventilspielausgleichs-Nachstellfeder (16; 16a),
    - einen in den Ausgleichsraum (15; 15a) mündenden Ölzufuhrkanal (21;21a)und
    - ein Ventilspielausgleichs-Rückschlagventil (22) zum Verschließen des Ölzufuhrkanals (21; 21a).
  3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilspielausgleichsmechanismus (11) in den Kipphebel (6) integriert ist.
  4. Brennkraftmaschine nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass
    - in dem Kipphebel (6) die Ventilspielausgleichs-Zylinderbohrung (13) ausgebildet und der Ausgleichskolben (12) axial geführt ist,
    - der Ausgleichskolben (12) im Längsschnitt U-förmig ausgebildet ist,
    - in dem Ausgleichskolben (12) ein sich an dem Kipphebel (6) abstützender Stützkolben (17) axial geführt ist,
    - der Stützkolben (17) und der Ausgleichskolben (12) den Ausgleichsraum (15) begrenzen und
    - in dem Stützkolben (14) der Ölzufuhrkanal (21) ausgebildet ist.
  5. Brennkraftmaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Stützkolben (17) im Längsschnitt U-förmig ist und einen Ölspeicherraum (18) ausbildet.
  6. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass in dem Ausgleichskolben (12) ein Verbindungskanal (42) ausgebildet ist, der unter Umgehung des Ausgleichsraums (15) den Ölspeisekanal (9) mit dem Steuerkanal (41) verbindet.
  7. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilspielausgleichsmechanismus (11a) in die Ventilbrücke (5a) integriert ist.
  8. Brennkraftmaschine nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass
    - die Ventilspielausgleichs-Zylinderbohrung (13a) in der Ventilbrücke (5a) ausgebildet und der Ausgleichskolben (12a) in dieser axial geführt ist,
    - der Ausgleichskolben (12a) und die Ventilbrücke (5a) den Ausgleichsraum (15a) begrenzen und
    - in dem Ausgleichskolben (15a) der Ölzufuhrkanal (21 a) ausgebildet ist.
  9. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilsteuereinheit (29) umfasst:
    - einen in einer Ventilsteuereinheit-Zylinderbohrung (31) geführten Steuerkolben (30),
    - einen von dem Steuerkolben (30) begrenzten Steuerraum (39) und
    - eine in dem Steuerraum (39) angeordnete Ventilsteuereinheit-Nachstellfeder (40).
  10. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilsteuereinheit (29) in die Ventilbrücke (5; 5a) integriert ist und der Steuerkanal (41) in der Ventilbrücke (5; 5a) ausgebildet ist.
  11. Brennkraftmaschine nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuerkanal (41) in den Steuerraum (39) derart mündet, dass der Steuerkolben (30) das Verschlusselement (48) bildet.
  12. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass in dem Steuerkanal (41) ein Steuerkanal-Rückschlagventil (49) angeordnet ist.
  13. Brennkraftmaschine nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Axial-Durchgangsbohrungen (62, 69) Teil eines den Steuerraum (39) mit dem ersten Gegenhalterraum (57) verbindenden Versorgungskanals (68) sind.
  14. Brennkraftmaschine nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilbrücke (5; 5a) eine Ausnehmung (71) für den zweiten Gegenhalterkolben (60) aufweist,
    - die Teil des Versorgungskanals (68) ist und
    - deren Außenkontur (72) die Außenkontur (73) des zweiten Gegenhalterkolbens (60) umgibt und von der Außenkontur (74) des ersten Gegenhalterkolbens (56) umgeben wird.
EP10007649.6A 2009-10-02 2010-07-23 Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung Active EP2305968B1 (de)

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102009048104A DE102009048104A1 (de) 2009-10-02 2009-10-02 Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP2305968A1 EP2305968A1 (de) 2011-04-06
EP2305968B1 true EP2305968B1 (de) 2015-09-23

Family

ID=43317850

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP10007649.6A Active EP2305968B1 (de) 2009-10-02 2010-07-23 Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung

Country Status (6)

Country Link
US (1) US8240288B2 (de)
EP (1) EP2305968B1 (de)
CN (1) CN102032014B (de)
BR (1) BRPI1003889B1 (de)
DE (1) DE102009048104A1 (de)
RU (1) RU2552024C2 (de)

Families Citing this family (30)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101036966B1 (ko) * 2009-06-09 2011-05-25 기아자동차주식회사 압축완화 엔진브레이크 모듈
DE102009048143A1 (de) * 2009-10-02 2011-04-07 Man Nutzfahrzeuge Aktiengesellschaft Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung
DE102011118537A1 (de) * 2011-05-04 2012-11-08 Man Truck & Bus Ag Brennkraftmaschine mit mindestens einem Brennraum
EP2766589B1 (de) * 2011-09-21 2019-01-16 Jacobs Vehicle Systems, Inc. Verfahren und system zur motorzylinderdekomprimierung
GB2503705A (en) * 2012-07-05 2014-01-08 Eaton Srl Hydraulic Lash Adjuster and Lost Motion System
DE102013007468A1 (de) * 2013-05-02 2014-11-06 Man Truck & Bus Ag Vorrichtung zum Betätigen zweier über eine Ventilbrücke beaufschlagter Auslassventile einer ventilgesteuerten Brennkraftmaschine
CN104265395B (zh) * 2013-07-26 2017-01-11 皆可博车辆控制***公司 用于多气缸内燃机的空气激活供油装置
DE102013015499A1 (de) * 2013-09-19 2015-03-19 Man Truck & Bus Ag Vorrichtung und Verfahren zum Betätigen zumindest eines Auslassventils einer ventilgesteuerten Brennkraftmaschine
EP3653851B1 (de) * 2014-06-10 2021-08-18 Jacobs Vehicle Systems, Inc. Verbindung zwischen einer hilfsbewegungsquelle und einem hauptbewegungslastpfad in einer brennkraftmaschine
EP3169882B1 (de) * 2014-07-15 2020-10-28 Jacobs Vehicle Systems, Inc. System mit einem einer totgangkomponente in einer ventilbrücke vorgelagerten akkumulator
KR101714124B1 (ko) 2014-12-09 2017-03-08 현대자동차주식회사 압축완화 엔진 브레이크의 초기화 장치
US10690024B2 (en) 2015-01-21 2020-06-23 Eaton Corporation Rocker arm assembly for engine braking
US20230235686A1 (en) * 2015-01-21 2023-07-27 Eaton Intelligent Power Limited Rocker arm assembly with valve bridge
US11092042B2 (en) 2015-01-21 2021-08-17 Eaton Intelligent Power Limited Rocker arm assembly with valve bridge
US10927724B2 (en) 2016-04-07 2021-02-23 Eaton Corporation Rocker arm assembly
WO2016118548A1 (en) 2015-01-21 2016-07-28 Eaton Corporation Rocker arm assembly for engine braking
EP3322882B1 (de) * 2015-07-16 2023-01-11 Eaton Intelligent Power Limited Ventiltriebvorrichtung
JP6887440B2 (ja) * 2016-03-16 2021-06-16 イートン インテリジェント パワー リミテッドＥａｔｏｎ Ｉｎｔｅｌｌｉｇｅｎｔ Ｐｏｗｅｒ Ｌｉｍｉｔｅｄ ロッカアームアセンブリ
DE112017001251T5 (de) * 2016-04-07 2018-11-29 Eaton Intelligent Power Limited Kipphebelanordnung
US10094250B2 (en) * 2016-08-18 2018-10-09 Progress Rail Locomotive Inc. Valve bridge with internal oil transportation
CN106089348B (zh) 2016-08-23 2018-10-16 潍柴动力股份有限公司 一种气门桥及包括该气门桥的发动机
DE102017113783A1 (de) * 2017-06-21 2018-12-27 Man Truck & Bus Ag Kraftübertragungsvorrichtung
EP3498989A1 (de) * 2017-12-14 2019-06-19 Innio Jenbacher GmbH & Co OG Ventiltrieb für einen verbrennungsmotor
DE102018123125A1 (de) * 2018-09-20 2020-03-26 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Vorrichtung zur Durchführung einer Mehrzyklenmotorbremsung
CN109356683B (zh) * 2018-12-19 2020-04-03 潍柴动力股份有限公司 气门桥总成、缸内制动***及发动机
CN110173314B (zh) * 2019-05-15 2023-07-18 浙江大学 一种可实现压缩释放式发动机制动的气门桥及其排气制动方法
US10823018B1 (en) * 2019-06-25 2020-11-03 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Valve train arrangement including engine brake system and lost-motion hydraulic lash adjuster
CN110374713B (zh) * 2019-08-16 2024-04-19 浙江黎明智造股份有限公司 一种发动机制动装置
CN113738713A (zh) * 2021-11-03 2021-12-03 杭州奔涌机械有限公司 基于高速开关阀的片式液压步进驱动器
CN114109551B (zh) * 2022-01-25 2022-04-26 江苏卓联精密机械有限公司 液压间隙自调专用驱动凸轮组合式气门驱动装置

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0736672B1 (de) * 1995-04-04 1998-04-08 Steyr Nutzfahrzeuge Ag Verfahren zur Motorbremsung mit einem 4-Takt-Verbrennungsmotor
US7882810B2 (en) * 1997-12-11 2011-02-08 Jacobs Vehicle Systems, Inc. Variable lost motion valve actuator and method
US6866017B2 (en) * 2001-05-22 2005-03-15 Diesel Engine Retarders, Inc. Method and system for engine braking in an internal combustion engine using a stroke limited high pressure engine brake
US6920868B2 (en) * 2002-09-12 2005-07-26 Jacobs Vehicle Systems, Inc. System and method for modifying engine valve lift
DE10349641A1 (de) * 2003-10-24 2005-05-19 Man Nutzfahrzeuge Ag Motorstaubremsvorrichtung einer 4-Takt-Hubkolbenbrennkraftmaschine
US7559300B2 (en) * 2003-12-12 2009-07-14 Jacobs Vehicle Systems, Inc. Multiple slave piston valve actuation system
WO2005089274A2 (en) 2004-03-15 2005-09-29 Jacobs Vehicle Systems, Inc. Valve bridge with integrated lost motion system
CN101076655B (zh) * 2004-10-14 2010-06-30 雅各布斯车辆***公司 用于内燃机中可变气门致动的***和方法
EP1969207A4 (de) * 2005-12-28 2012-03-07 Jacobs Vehicle Systems Inc Verfahren und system für teilzyklusentlüftungsbremse
DE102007014248A1 (de) * 2007-03-24 2008-09-25 Schaeffler Kg Hubkolbenbrennkraftmaschine mit Motorbremseinrichtung
US20100037854A1 (en) * 2008-08-18 2010-02-18 Zhou Yang Apparatus and method for engine braking
US8065987B2 (en) * 2009-01-05 2011-11-29 Zhou Yang Integrated engine brake with mechanical linkage
KR101036966B1 (ko) * 2009-06-09 2011-05-25 기아자동차주식회사 압축완화 엔진브레이크 모듈
DE102009048143A1 (de) * 2009-10-02 2011-04-07 Man Nutzfahrzeuge Aktiengesellschaft Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung

Also Published As

Publication number Publication date
BRPI1003889A2 (pt) 2013-01-08
US20110079195A1 (en) 2011-04-07
CN102032014B (zh) 2013-06-26
EP2305968A1 (de) 2011-04-06
RU2552024C2 (ru) 2015-06-10
US8240288B2 (en) 2012-08-14
DE102009048104A1 (de) 2011-04-07
BRPI1003889B1 (pt) 2020-06-02
RU2010140335A (ru) 2012-04-10
CN102032014A (zh) 2011-04-27

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2305968B1 (de) Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung
EP2305967B1 (de) Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung
EP2143896B1 (de) Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung
EP2143894B1 (de) Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung und einem Ventilspielausgleichsmechanismus
EP1807609B1 (de) Ventiltrieb einer brennkraftmaschine
AT519297B1 (de) Pleuelstange mit gekapselter Baugruppe zur Längenverstellung
AT511041B1 (de) Brennkraftmaschine
AT519303B1 (de) Pleuelstange mit Stufenkolben
AT521678A4 (de) Längenverstellbare Pleuelstange mit masseoptimiertem Steuerschieber
AT521606A4 (de) Hydraulischer Ventilmechanismus für längenverstellbare Pleuelstange
WO2017012614A1 (de) Hydraulikelement mit motorbremsfunktion für eine viertakthubkolbenbrennkraftmaschine und viertakthubkolbenbrennkraftmaschine
AT519292B1 (de) Pleuelstange mit Verstellmechanismus zwischen Pleuelfuß und Pleuel
AT524567B1 (de) Längenverstellbare Pleuelstange mit kompaktem Ablassventil
AT522194B1 (de) Steuerschieber mit separatem Steuerkolben für eine längenverstellbare Pleuelstange
AT521676B1 (de) Längenverstellbare Pleuelstange mit mechanisch betätigbarem Ventil
DE112005002543B4 (de) Brennkraftmaschine und ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
AT522160B1 (de) Steuerschieber für eine längsverstellbare Pleuelstange
AT521675B1 (de) Hydraulisches Steuerventil für eine längenverstellbare Pleuelstange mit zwei stirnseitigen Steuerkolben
EP2803826B1 (de) Vorrichtung zum Betätigen zweier über eine Ventilbrücke beaufschlagter Auslassventile einer ventilgesteuerten Brennkraftmaschine
AT519306B1 (de) Längenverstellbare Pleuelstange mit einer Zylinder-Kolben-Einheit mit Spaltdichtung, Ölreservoir, Ölfilter und Ölabstreifer
DE102006036246B4 (de) Motorbremssystem für eine Brennkraftmaschine
DE102018124776A1 (de) Längenverstellbare Pleuelstange mit mechanisch betätigbarem Ventil
DE102010006412A1 (de) Hydraulischer Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine
WO2020223750A1 (de) Steuerschieber mit zwei steuerschieberteilen für eine längsverstellbare pleuelstange
AT522503A1 (de) Längenverstellbare Pleuelstange mit mehrteiligem Steuerschieber

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO SE SI SK SM TR

AX Request for extension of the european patent

Extension state: BA ME RS

17P Request for examination filed

Effective date: 20110518

17Q First examination report despatched

Effective date: 20140818

RIN1 Information on inventor provided before grant (corrected)

Inventor name: SCHATZ, NORBERT

Inventor name: KRAFT, FLORIAN

Inventor name: LEITEL, THOMAS

Inventor name: DILLY, HANS-WERNER

GRAP Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR1

INTG Intention to grant announced

Effective date: 20150522

GRAS Grant fee paid

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR3

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO SE SI SK SM TR

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: FG4D

Free format text: NOT ENGLISH

RIN1 Information on inventor provided before grant (corrected)

Inventor name: KRAFT, FLORIAN

Inventor name: SCHATZ, NORBERT

Inventor name: DILLY, HANS-WERNER

Inventor name: LEITEL, THOMAS

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: EP

REG Reference to a national code

Ref country code: AT

Ref legal event code: REF

Ref document number: 751376

Country of ref document: AT

Kind code of ref document: T

Effective date: 20151015

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FG4D

Free format text: LANGUAGE OF EP DOCUMENT: GERMAN

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R096

Ref document number: 502010010338

Country of ref document: DE

REG Reference to a national code

Ref country code: SE

Ref legal event code: TRGR

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: LV

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: LT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: NO

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20151223

Ref country code: GR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20151224

REG Reference to a national code

Ref country code: NL

Ref legal event code: FP

REG Reference to a national code

Ref country code: LT

Ref legal event code: MG4D

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: HR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IS

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20160123

Ref country code: SK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: EE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: CZ

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: RO

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: PL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: PT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20160125

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R097

Ref document number: 502010010338

Country of ref document: DE

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: PLFP

Year of fee payment: 7

PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed

Effective date: 20160624

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: BE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20160731

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: PL

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 20160723

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: MC

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: CH

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20160731

Ref country code: LI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20160731

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: MM4A

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20160723

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: PLFP

Year of fee payment: 8

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20160723

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: LU

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20160723

REG Reference to a national code

Ref country code: AT

Ref legal event code: MM01

Ref document number: 751376

Country of ref document: AT

Kind code of ref document: T

Effective date: 20160723

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: AT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20160723

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: CY

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: SM

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: HU

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT; INVALID AB INITIO

Effective date: 20100723

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: TR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: MK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

Ref country code: MT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: PLFP

Year of fee payment: 9

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: BG

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: AL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20150923

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R081

Ref document number: 502010010338

Country of ref document: DE

Owner name: MAN TRUCK & BUS SE, DE

Free format text: FORMER OWNER: MAN TRUCK & BUS AG, 80995 MUENCHEN, DE

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Payment date: 20230317

Year of fee payment: 14

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: NL

Payment date: 20230726

Year of fee payment: 14

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Payment date: 20230721

Year of fee payment: 14

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Payment date: 20230725

Year of fee payment: 14

Ref country code: DE

Payment date: 20230726

Year of fee payment: 14