Stand der Technik Es ist bekannt, als Antriebsmaschine von Kraftfahr- zeugen Verbrennungskraftmaschinen einzusetzen. Hier- bei wird ein Luft-Kraftstoff-Gemisch in einem Ar- beitsraum verdichtet und gezündet. Die hierbei ent- stehende Energie wird in mechanische Arbeit umge- setzt. Bekannt ist, Luft beziehungsweise das Luft- Krartstoff-Gemisch dem Arbeitsraum über Ventile zuzu- führen (Einlassventile) beziehungsweise die Verbren- nungsprodukte über Ventile aus dem Arbeitsraum abzu- führen (Auslassventile). Einer Steuerung dieser Ven- tile kommt für die Bestimmung eines Wirkungsgrades der Verbrennungskraftmaschine eine große Bedeutung zu. Insbesondere wird über die Steuerung der Ventile der Gaswechsel im Arbeitsraum gesteuert.

Bekannt ist, neben einer Nockenwellensteuerung auch eine elektrohydraulische Ventilsteuerung einzusetzen.

Die elektrohydraulische Ventilsteuerung bietet die Möglichkeit einer variablen oder vollvariablen Ven- tilsteuerung, so dass eine Optimierung des Gas- wechsels und somit eine Steigerung des motorischen Wirkungsgrades der Verbrennungskraftmaschine möglich ist.

Die elektrohydraulische Ventilsteuerung umfasst ein hydraulisch betätigbares Steuerventil, dessen Steuer- ventilkolben einen Ventilkörper der Einlass-bezie- hungsweise Auslassventile betätigt und gegen einen Ventilsitz (Ventilsitzring) führt (Schließen des Ven- tils) oder von diesem wegbewegt (Öffnen des Ventils).

Über eine Drucksteuerung eines Hydraulikmediums lässt sich das Steuerventil betätigen. Die Drucksteuerung erfolgt hierbei über in den Hydraulikkreislauf einge- bundene Magnetventile. Um möglichst optimale Gas- wechsel erreichen zu können, sind möglichst hohe Schaltgeschwindigkeiten des Steuerventils erwünscht.

Durch diese hohen Schaltgeschwindigkeiten trifft der Ventilkörper der Einlass-beziehungsweise Auslassven- tile mit hoher Geschwindigkeit auf den Ventilsitz- ring. Hierdurch ergibt sich einerseits eine Geräusch- entwicklung und die Ventilpartner unterliegen einem relativ hohen Verschleiß.

Um die Schaltgeschwindigkeit des Steuerventils kurz vor Auftreffen des Ventilkörpers auf den Ventilsitz- ring zu reduzieren, ist bekannt, dem Steuerventil- kolben eine hydraulisch wirkende Ventilbremse zuzu-

ordnen. Diese Ventilbremse basiert auf der Reduzie- rung eines Strömungsquerschnittes für das Hydraulik- medium, so dass eine Dämpfungswirkung eintritt. Nach- teilig hierbei ist jedoch, dass die Bremswirkung der Ventilbremse sehr stark von der Viskosität des Hy- draulikmediums, in der Regel Hydrauliköles, abhängig ist. Die Viskosität des Hydraulikmediums wiederum ist stark temperaturabhängig. Hieraus ergibt sich, dass die Ventilwirkung der Ventilbremse und somit die Auf- treffgeschwindigkeit des Ventilkörpers auf den Ven- tilsitzring stark temperaturabhängig ist.

Vorteile der Erfindung Die erfindungsgemäße elektrohydraulische Ventilsteue- rung bietet hingegen den Vorteil, dass die Auftreff- geschwindigkeit des Ventilkörpers des Gaswechsel- ventils auf den Ventilsitz. nahezu unabhängig von einer Viskosität des Hydraulikmediums auf einen vor- gebbaren gleichbleibenden Wert reduziert werden kann.

Dadurch, dass die Ventilbremse eine Temperaturkompen- sation für das Hydraulikmedium umfasst, ist vorteil- haft möglich, aufgrund von temperaturbedingten Visko- sitätsänderungen schwankende Bremswirkungen der Ven- tilbremse zu kompensieren. Hierdurch kann die Auf- treffgeschwindigkeit des Ventilkörpers des Gaswech- selventils unabhängig von etwaigen Temperaturschwan- kungen auf einen vorgebbaren Wert eingestellt werden.

Insbesondere ist hierdurch eine selbsttätige mecha- nische Temperaturkompensation möglich.

In bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung ist vor- gesehen, dass die Ventilbremse einen ersten Hydrau- lilrkreis umfasst, der den Bremskreis fur das Steuer- ventil bildet, und einen zweiten Hydraulikkreis um- fasst, der einen Kompensationskreis für den Brems- kreis bildet, wobei im Bremskreis und im Kompensa- tionskreis ein Hydraulikmedium mit im Wesentlichen gleicher Temperatur eingesetzt ist. Hierdurch wird die Temperaturkompensation in besonders einfacher Weise möglich, da bei eventuellen Temperaturände- rungen des Hydraulikmediums im Bremskreis das Hydrau- likmedium im Kompensationskreis die gleiche Tempera- turänderung erfährt. Aufgrund der Temperaturänderun- gen sich ergebende Viskositåtsänderungen im Brems- kreis können somit unmittelbar berücksichtigt werden, so dass die Bremswirkung der Ventilbremse auch bei schwankenden Temperaturen konstant bleibt.

Weitere bevorzugte Ausgestaltungen der Erfindung er- geben sich aus den übrigen, in den Unteransprüchen genannten Merkmalen.

Zeichnungen Die Erfindung wird nachfolgend in einem Ausführungs- beispiel anhand der zugehörigen Zeichnungen näher er- läutert. Es zeigen : Figur 1 ein hydraulisches Schaltbild einer elektro- hydraulischen Ventilsteuerung und

Figur 2 eine Schnittdarstellung durch eine Ventil- bremse.

Figur 1 zeigt ein Schaltbild einer elektrohydrau- lischen Ventilsteuerung 10 zur Steuerung eines Gas- wechselventils 12. Das Gaswechselventil 12 umfasst einen Ventilkörper 14, dem ein als Ventilsitzring 16 ausgebildeter Ventilsitz zugeordnet ist. Der Ventil- sitzring 16 ist in einem hier lediglich angedeuteten Zylinderkopf 18 einer Verbrennungskraftmaschine an- geordnet. Aufbau und Wirkungsweise derartiger Gas- wechselventile 12 sind allgemein bekannt, so dass hierauf im Rahmen der vorliegenden Beschreibung nicht näher eingegangen werden soll.

Die Ventilsteuerung 10 umfasst eine hydraulische För- dereinrichtung 20, mittels der ein Hydraulikmedium - nachfolgend Hydrauliköl genannt-aus einem Ölsumpf 22 in einen Hochdruckspeicher 24 förderbar ist. Der Hochdruckspeicher 24 ist über ein Druckbegrenzungs- ventil 26 mit dem Ölsumpf 22 verbunden, so dass in dem Hochdruckspeicher 24 ein definierter Öldruck auf- baubar ist.

Der Hochdruckspeicher 24 steht ferner über ein Rück- schlagventil'28 mit einem bistabilen Magnetventil 30 und einem ersten Druckraum 32 eines Steuerventils 34 in Verbindung. Das Steuerventil 34 besitzt einen Steuerventilkolben 36, der dicht innerhalb eines Zy- linders 38 geführt ist. Der Steuerventilkolben 36 steht über ein Betätigungsmittel 40 mit dem Ventil- körper 14 des Gaswechselventils 12 in Wirkverbindung.

Der Steuerventilkolben 36 trennt den ersten Druckraum 32 des Steuerventils 34 von einem zweiten Druckraum 42. Der zweite Druckraum 42 steht mit dem Magnet- ventil 30 und über ein Rückschlagventil 44 mit dem Hochdruckspeicher 24 in Verbindung. Ferner steht der zweite Druckraum 42 über eine hydraulische Ventil- bremse 46 mit einem zweiten bistabilen Magnetventil 48 in Verbindung. In dem Zylinder 38 des Steuer- ventils 34 mündet ferner ein Kanal 50, der anderer- seits mit dem Magnetventil 48 in Verbindung steht.

Das Magnetventil 48 steht ferner mit einem Nieder- druckspeicher 52 in Verbindung, der über ein Rück- schlagventil 54 mit dem Ölsumpf 22 in Verbindung steht.

Die in Figur 1 dargestellte Ventilsteuerung 10 zeigt folgende Funktion : Durch die Ventilsteuerung 10 kann das Gaswechsel- ventil 12 entweder geöffnet (in Figur 1 nicht dar- gestellt) oder geschlossen werden. Über die hydrau- lische Fördereinrichtung 20 wird in dem Hochdruck- speicher 24 ein vorgebbarer Druck des Hydrauliköls aufgebaut. Durch Einstellung des Druckbegrenzungs- ventils 26 kann die Höhe dieses Druckes bestimmt werden. Bei Überschreiten eines durch das Pückschlag- ventil 28 einstellbaren Betriebsdruckes öffnet das Rückschlagventil 28, so dass das Hydrauliköl unter diesem Betriebsdruck im Druckraum 32 des Steuer- ventils 34 anliegt. Zum Öffnen des Gaswechselventils 12 werden die Magnetventile 30 und 48 derart ange- steuert, dass das Magnetventil 30 offen ist und das

Magnetventil 48 geschlossen ist. Bei offenem Magnet- ventil 30 liegt der Betriebsdruck des Hydrauliköles ebenfalls im Druckraum 42 an. Somit liegt in den Druckräumen 32 und 42 der gleiche Betriebsdruck an.

Da jedoch die druckbeaufschlagte Fläche des Steuer- ventilkolbens 36 im Druckraum 42 größer ist als im Druckraum 32, wird der Steuerventilkolben 36 in Rich- tung des Druckraumes 32 gedrängt. Hierdurch öffnet das Gaswechselventil 12. Die Flächendifferenz der druckbeaufschlagten Flächen des Steuerventilkolbens 36 zum Druckraum 42 beziehungsweise zum Druckraum 32 ergibt sich durch die Querschnittsfläche des Betäti- gungsmittels 40 im Druckraum 32.

Da das Magnetventil 48 geschlossen ist, besteht keine Verbindung zum Niederdruckspeicher 52. Durch die Stellbewegung des Steuerventilkolbens 36 wird der Kanal 50 zum Druckraum 42 freigegeben, so dass die Ventilbremse 46 im Leerlauf arbeitet und keine Wir- kung entfaltet.

Soll das Gaswechselventil 12 geschlossen werden, wer- den die Magnetventile 30 und 48 umgeschaltet, das heißt, das Magnetventil 30 ist geschlossen und das Magnetventil 48 ist geöffnet (wie in Figur 1 jeweils dargestellt).

Bei geschlossenem Magnetventil 30 liegt der Betriebs- druck des Hydrauliköls ausschließlich im Druckraum 32 an. Hierdurch wird der Steuerventilkolben 36 in Rich- tung des Druckraumes 42 gedrängt, bis der Ventil- körper 14 des Gaswechselventils 12 an dem Ventilsitz-

ring 16 anschlägt. Während dieser Stellbewegung des Steuerventilkolbens 36 ist der Kanal 50 zunächst noch offen, so dass das sich im Druckraum 42 befindende Hydrauliköl in den Niederdruckspeicher 52 gedrängt wird. Sobald die obere Steuerkante des Steuerventil- kolbens 36 den Kanal 50 erreicht, wird dieser ge- schlossen, so dass das Hydrauliköl aus dem Druckraum 42 über die Ventilbremse 46 und das Magnetventil 48 in den Niederdruckspeicher 52 gedrängt wird. Somit setzt durch die Ventilbremse 46 kurz vor Erreichen der Schließstellung des Gaswechselventils 12 eine Bremswirkung ein, so dass die Aufschlaggeschwindig- keit des Ventilkörpers 14 auf den Ventilsitzring 16 reduziert wird.

Aufbau und Wirkungsweise der Ventilbremse 46 ist in der Schnittdarstellung in Figur 2 näher erläutert.

Die Ventilbremse 46 besitzt ein Ventilgehäuse 60, das einen Innenraum 62 ausbildet. Der Innenraum 62 geht von einem durchmessergrößeren Abschnitt 64 über eine Ringstufe 66 in einen durchmesserkleineren Abschnitt 68 über. In den Innenraum 62 ist ein Ventilkolben 70 geführt. Der Ventilkolben 70 besitzt. eine Schulter 72, die einen geringeren Durchmesser besitzt als der Abschnitt 64 des Innenraumes 62. Hierdurch kommt es zwischen Schulter 72 und Ventilgehäuse 60 zur Aus- bildung eines Ringspaltes 74 mit einem mittleren Spaltdurchmesser dm, der sich aus der Differenz des Durchmessers des Innenraumes 62 im Abschnitt 64 zum Durchmesser der Schulter 72 ergibt.

Von der Schulter 72 erstreckt sich ein Fortsatz 76, der in den Abschnitt 68 des Innenraumes 62 eingreift.

Der Fortsatz 76 besitzt einen Durchmesser, der dem Durchmesser des Innenraumes 62 im Abschnitt 68 ent- spricht. Hierdurch ist der Fortsatz 76 im Abschnitt 68 dichtend geführt. An der Ringstufe. 66 stützt sich ein Federelement 78 ab, das andererseits an der Schulter 72 gelagert ist.

Im Abschnitt 68 mündet ein erster Kanal 77 und ein zweiter Kanal 79 in den Innenraum 62. Der Kanal 77 steht mit dem Druckraum 42 des Steuerventils 34 und der Kanal 79 mit dem Magnetventil 48 in Verbindung (Figur 1). Der Fortsatz 76 bildet im Bereich der Kanäle 77 und 79 eine Ringnut 80 aus, wobei ein Grund 82 der Ringnut 80 sich von einer ersten Steuerkante 84 zu einer zweiten Steuerkante 86 erstreckt. Die Geometrie des Grundes 82 ist hierbei so gewählt, dass die konische Verjüngung nur vereinfacht, die Geo- metrie des Grundes muss in Abhängigkeit von der Druckdifferenz Pl-P2, der Federrate und dem Viskosi- tätsverhalten des Öles so ausgelegt werden, dass der Druckabfall im Bremskreis immer gleich ist.

Der Kanal 77, die Ringnut 80 und der Kanal 79 bilden einen Bremskreis der Ventilbremse 46. Bei abzubrem- sendem Ventilkörper 14 und somit abzubremsendem Steu- erventilkolben 36 liegt das Hydrauliköl über den Kanal 77 an der Ventilbremse 46 an. Entsprechend der Stellung des Ventilkolbens 70 bildet sich zwischen der Steuerkante 84 und den Kanälen 77 beziehungsweise 79 ein Drosselspalt aus, über den das Hydrauliköl in

die Ringnut 80 gelangt. Die Geometrie der Ringnut 80 ist so ausgelegt, dass der Druck im Druckraum 42 keinen Einfluss auf den Drosselspalt und somit auf die Bremswirkung hat (Druckkompensation).

In den Bereich des Abschnitts 64 des Innenraumes 62 münden ein weiterer Kanal 88 sowie ein Kanal 90 in den Innenraum 62. Der Kanal 90 mündet hierbei in einer axialen Erstreckung zu dem Kanal 88 in den Innenraum 62, die größer ist als eine axiale Er- streckung der Schulter'72. Hierdurch stehen die Ka- näle 88 und 90 über den Ringspalt 74 in Fluid- verbindung miteinander. Der Kanal 88, der Ringspalt 74 und der Kanal 90 bilden einen Kompensationskreis der Ventilbremse 46. Der Kanal 90 ist mit dem Ölsumpf verbunden, so dass sich hier ein konstanter Druck P2 einstellt. Der Kompensationskreis ist hydraulisch vom Bremskreis der Ventilbremse 46 getrennt. Durch geeignete konstruktive oder andere zusätzliche Maß- nahmen, die im Einzelnen nicht dargestellt sind, wird sichergestellt, dass das Hydrauliköl im Kompensa- tionskreis im Wesentlichen die gleiche Temperatur aufweist wie das Hydrauliköl im Bremskreis der Ven- tilbremse 46.

Für den Kompensationskreis gelten folgende Beziehun- gen. Aufgrund einer Reibung im Ringspalt 74 tritt ein Druckverlust Ap auf, so dass am Kanal 88 das Hydrau- liköl des Kompensationskreises unter einem Druck pl steht, wobei gilt : Ap = pi-ps.

Ein Volumenstrom l% im Kompensationskreis ergibt sich nach folgender Beziehung : # = #p # s # # # dm,<BR> 12 # n# l<BR> 19 Ç 1<BR> wobei s die Spalthöhe, dm der mittlere Spaltdurch- messer und 1 die Spaltlänge des Ringspaltes 74 sind. steht für die dynamische Viskosität des Hydraulik- öls im Kompensationskreis. Fügt man alle von der Geo- metrie des Ringspaltes 74 abhängigen Faktoren zu einer Geometriekonstante C zusammen, so gilt : <BR> <BR> C = s # dm # #.<BR> <P>12 # l Somit ergibt sich für den Druckverlust : #p = V#n.

C Am Ventilkolben 70 stellt sich aufgrund der Drücke pi und P2 sowie der Kraft des Federelementes 78 folgen- des Kräftegleichgewicht ein : p1 # Al = p2 # A2 + F , wobei F die Federkraft des Federelementes 78 und AI und A2 die druckbeaufschlagten Flächen der Schulter 72 des Ventilkolbens 70 sind. Löst man diese Formel

nach F auf und setzt für pi = Ap + p2 und für AP = C7 ein, so ergibt sich :<BR> C F = p2 (A1-A2)+V # n/C # A2 = R # h , wobei R die Federrate und h die Federhöhe ist. Für die Federhöhe h ergibt sich somit : Anhand dieser Beziehung wird deutlich, dass die Höhe h des Federelementes 78 und somit die Lage des Ven- tilkolbens 70 direkt abhängig von der dynamischen Viskosität P des Hydrauliköls ist. Ändert sich die dynamische Viskosität n des Hydrauliköls, beispiels- weise aufgrund einer Temperaturänderung, ändert sich selbsttätig die Lage des Ventilkolbens 70. Hierdurch erfolgt eine Kompensation einer temperaturabhängigen Viskositätsänderung des Hydrauliköls.

Bei geeigneter Auslegung des Ringspaltes 74 des Fe- derelementes 78 und der Ringnut 80 ist es somit mög- lich, die Auftreffgeschwindigkeit des Ventilkörpers 14 auf den Ventilsitzring 16 unabhängig von der mo- mentanen Viskosität des Hydrauliköls konstant zu hal- ten.