(57)【要約】本発明は、特に内燃機関におけるガス交換弁を制御するための、電気液圧式の弁制御装置であって、液圧式に操作可能な制御弁が設けられており、該制御弁の制御弁ピストンが、電気的に操作可能な弁を介して、圧力下にある液圧媒体により負荷されることが可能であり、さらに該制御弁ピストンに、液圧式に働く弁ブレーキが対応配置されている形式のものに関する。弁ブレーキ（４６）が液圧媒体のための温度補償を有しているようにした。
2004521275.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
特に内燃機関におけるガス交換弁を制御するための、電気液圧式の弁制御装置であって、液圧式に操作可能な制御弁が設けられており、該制御弁の制御弁ピストンが、電気的に操作可能な弁を介して、圧力下にある液圧媒体により負荷されることが可能であり、さらに該制御弁ピストンに、液圧式に働く弁ブレーキが対応配置されている形式のものにおいて、弁ブレーキ（４６）が液圧媒体のための温度補償を有していることを特徴とする、電気液圧式の弁制御装置。
【請求項２】
弁ブレーキ（４６）が、制動回路を形成する第１の液圧回路と、補償回路を形成する第２の液圧回路とを有する、請求項１記載の電気液圧式の弁制御装置。
【請求項３】
制動回路及び補償回路内において、実質的に同じ温度を有する液圧媒体が使用されている、請求項２記載の電気液圧式の弁制御装置。
【請求項４】
弁ブレーキ（４６）が、ハウジング（６０）の内室（６２）内にガイドされたピストン（７０）により形成されており、該ピストン（７０）が制動回路と補償回路とを液圧的に隔てている、請求項１から３までのいずれか１項記載の電気液圧式の弁制御装置。
【請求項５】
制動回路が、ハウジング（６０）の第１の通路（７７）と、ピストン（７０）の環状溝（８０）と、ハウジング（６０）の第２の通路（７９）とにより形成されている、請求項１から４までのいずれか１項記載の電気液圧式の弁制御装置。
【請求項６】
環状溝（８０）が制御エッジ（８４）を有しており、制御エッジ（８４）が、環状溝（８０）の底部（８２）と共に、制動回路の絞りギャップを形成している、請求項５記載の電気液圧式の弁制御装置。
【請求項７】
ピストン（７０）がばねエレメント（７８）の力に抗して内室（６２）内で移動可能である、請求項１から６までのいずれか１項記載の電気液圧式の弁制御装置。
【請求項８】
補償回路が、ハウジング（６０）の第３の通路（８８）と、ピストン（７０）とハウジング（６０）との間の環状ギャップ（７４）と、ハウジング（６０）の第４の通路（９０）とにより形成されている、請求項１から７までのいずれか１項記載の電気液圧式の弁制御装置。
【請求項９】
第３の通路（８８）において液圧媒体が、ある圧力（ｐ１）下で作用し、且つ第４の通路（９０）においてコンスタントな圧力（ｐ２）が作用しており、環状ギャップ（７４）を介した液圧媒体の体積流量がコンスタントである、請求項８記載の電気液圧式の弁制御装置。
【請求項１０】
温度補償が自動的に機械的に働く、請求項１から９までのいずれか１項記載の電気液圧式の弁制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
本発明は、請求項１の上位概念部に記載した特徴を備えた、特に内燃機関におけるガス交換弁を制御するための、電気液圧式の弁制御装置に関する。
【０００２】
背景技術
自動車の原動機として内燃機関を使用することが知られている。この場合、空燃混合気は作業室内で圧縮されて点火される。この際に生じるエネルギは機械的な仕事に転換される。空気もしくは空燃混合気を作業室内に弁（吸気弁）を介して供給すること、もしくは燃焼により生ぜしめられたものを弁（排気弁）を介して作業室から導出することが知られている。これらの弁の制御は、内燃機関の効率を決定するのに大きな意味を有している。特に、弁の制御を介して、作業室内のガス交換が制御される。
【０００３】
カムシャフト制御と並んで、電気液圧式の弁制御も使用されることが知られている。電気液圧式の弁制御は、可変又はフル可変の弁制御の可能性を提供するので、ガス交換を最適化し、ひいては内燃機関の駆動上の効率を向上させることが可能である。
【０００４】
電気液圧式の弁制御装置は液圧式に操作可能な制御弁を有しており、制御弁の制御弁ピストンが吸気弁もしくは排気弁の弁体を操作し、弁座（弁座リング）に対して案内する（弁の閉弁）か、又は弁座から離間運動を行う（弁の開弁）。液圧媒体の圧力制御を介して制御弁は操作される。その場合、圧力制御は、液圧回路内に接続された電磁弁を介して行われる。可能な限り最適なガス交換を達成できるように、制御弁の、可能な限り高い切換速度が望まれる。この高い切換速度により、吸気弁もしくは排気弁の弁体は高い速度で弁座リングに当接する。これにより、騒音発生が生じる一方で、弁対応部材は相対的に高い摩耗を受ける。
【０００５】
制御弁の切換速度を、弁体が弁座リングに当接する直前に減じるために、制御弁ピストンに、液圧的に働く弁ブレーキを対応配置することが知られている。この弁ブレーキは、液圧媒体のための流れ横断面を減じることに基づいており、結果として緩衝作用が生じる。しかし、この際の欠点は、弁ブレーキの制動作用が液圧媒体、一般的には油圧作動油の粘度に極めて強く依存していることである。さらに、液圧媒体の粘度は極めて温度依存性である。このことから判ることは、弁ブレーキの弁作用と、ひいては弁座リングに対する弁体の当接速度とが極めて温度依存性であることである。
【０００６】
発明の利点
これに対して、本発明による電気液圧式の弁制御装置が提供する利点は、弁座に対するガス交換弁の弁体の当接速度が、液圧媒体の粘度とはほぼ無関係に、予め設定可能な一定の値に減じられることが可能であるという点である。弁ブレーキが液圧媒体のための温度補償を有していることにより、有利には、温度に起因する粘度変化に基づいて変動する、弁ブレーキの制動作用を補償することが可能である。これにより、ガス交換弁の弁体の当接速度は、場合によっては生じ得る温度変動とは無関係に、予め設定可能な値に調節されることが可能である。特にこのことにより、自動的な機械的な温度補償が可能である。
【０００７】
本発明の有利な構成では、弁ブレーキが、制御弁のための制動回路を成す第１の液圧回路と、制動回路のための補償回路を成す第２の液圧回路とを有するようになっており、制動回路及び補償回路内では、実質的に同じ温度を有した液圧媒体が使用されている。これにより、温度補償は特に簡単な形式で可能である。それというのは、制動回路内の液圧媒体の、場合によっては起こり得る温度変化に際し、補償回路内の液圧媒体が同じ温度変化を経るからである。それ故、温度変化に基づいて生じる、制動回路における粘度変化は直接に顧慮されることができるので、弁ブレーキの制動作用は温度の変動時においてもコンスタントに保たれる。
【０００８】
本発明の別の有利な構成は、請求項２以下に記載したその他の特徴から明らかである。
【０００９】
以下に図面を参照しながら本発明の実施例について詳説する。
【００１０】
図１には、ガス交換弁１２を制御するための電気液圧式の弁制御装置１０の回路図が示されている。ガス交換弁１２は弁体１４を有しており、弁体１４に、弁座リング１６として形成された弁座が対応配置されている。弁座リング１６は、図中では単に暗示的に示したにすぎない、内燃機関のシリンダヘッド１８に配置されている。このような形式のガス交換弁１２の構造及び作動方式は一般に知られているので、これに関して、本発明の説明の枠内では深入りすべきではない。
【００１１】
弁制御装置１０は液圧式のフィード装置２０を有しており、フィード装置２０を用いて液圧媒体（以下油圧作動油と呼ぶ）が油受２２から高圧蓄え器２４に圧送可能である。高圧蓄え器２４は圧力制限弁２６を介して油受２２に接続されているので、高圧蓄え器２４内に所定の油圧を形成することができる。
【００１２】
さらに、高圧蓄え器２４は逆止弁２８を介して、双安定型の電磁弁３０と、制御弁３４の第１の圧力室３２とに接続されている。制御弁３４は制御弁ピストン３６を有しており、制御弁ピストン３６はシリンダ３８内で密にガイドされている。制御弁ピストン３６は操作手段４０を介して、ガス交換弁１２の弁体１４と作用結合している。制御弁ピストン３６は、制御弁３４の第１の圧力室３２を第２の圧力室４２から隔離している。第２の圧力室４２は、電磁弁３０に接続されていると共に、且つ逆止弁４４を介して高圧蓄え器２４に接続されている。さらに、第２の圧力室４２は液圧式の弁ブレーキ４６を介して、第２の双安定型の電磁弁４８に接続されている。さらに、制御弁３４のシリンダ３８内に通路５０が開口しており、通路５０は他方で電磁弁４８に接続されている。さらに、電磁弁４８は低圧蓄え器５２に接続されており、この低圧蓄え器５２は逆止弁５４を介して油受２２に接続されている。
【００１３】
図１に示した弁制御装置１０は以下の機能を示す。
【００１４】
弁制御装置１０によりガス交換弁１２は開弁される（図１には図示されていない）か又は閉弁されることができる。液圧式のフィード装置２０を介して高圧蓄え器２４内には、予め設定可能な、油圧作動油の圧力が形成される。圧力制限弁２６の調節によりこの圧力のレベルは決定され得る。逆止弁２８により調節可能な作動圧を超えると逆止弁２８は開弁するので、油圧作動油はこの作動圧の下で制御弁３４の圧力室３２内に作用する。ガス交換弁１２の開弁時に、電磁弁３０及び４８は、電磁弁３０を開弁し且つ電磁弁４８を閉弁するように起動制御される。電磁弁３０の開弁時に油圧作動油の作動圧は同じく圧力室４２内にも作用する。それ故、圧力室３２及び４２内には同じ作動圧が作用する。しかし、圧力室４２における制御弁ピストン３６の、圧力負荷される面は、圧力室３２における面より大きいので、制御弁ピストン３６は圧力室３２の方向へ押される。これによりガス交換弁１２が開く。圧力室４２もしくは圧力室３２に関する、制御弁ピストン３６の圧力負荷される面の面積差は、圧力室３２内の操作手段４０の横断面積により生じる。
【００１５】
電磁弁４８が閉じているので、低圧蓄え器５２への接続は存在しない。制御弁ピストン３６の調節運動により、通路５０は圧力室４２に対して開放されるので、弁ブレーキ４６は空転して働いて、効力を発揮しない。
【００１６】
ガス交換弁１２が閉じられるべき場合は、電磁弁３０及び４８は切り換えられる。つまり、図１にそれぞれ示したように、電磁弁３０は閉弁されていて、電磁弁４８は開弁されている。電磁弁３０の閉弁時には、油圧作動油の作動圧は圧力室３２内のみに作用する。これにより制御弁ピストン３６は圧力室４２の方向に、ガス交換弁１２の弁体１４が弁座リング１６に当接するまで押される。制御弁ピストン３６のこの調節運動中に、通路５０は最初の段階ではまだ開いているので、圧力室４２内にある油圧作動油は低圧蓄え器５２へ押し出される。制御弁ピストン３６の上側の制御エッジが通路５０に達するとすぐに、通路５０は閉鎖されるので、油圧作動油は圧力室４２から、弁ブレーキ４６と電磁弁４８とを介して低圧蓄え器５２へ押し出される。それゆえ、弁ブレーキ４６により、ガス交換弁１２の閉弁位置に達する直前に制動作用が効くので、弁座リング１６に対する弁体１４の当接速度が減じられる。
【００１７】
弁ブレーキ４６の構造及び作動方式について、図２に示した断面図を参照しながら詳説する。
【００１８】
弁ブレーキ４６は弁ハウジング６０を有しており、弁ハウジング６０は内室６２を形成している。内室６２は、大小の直径を備えた２つの区分６４，６８を有しており、大径の区分６４から環状段部６６を介して小径の区分６８に移行している。内室６２内に弁ピストン７０がガイドされている。弁ピストン７０は肩部７２を有しており、肩部７２は、内室６２の区分６４に比べて小さな直径を有している。これにより、肩部７２と弁ハウジング６０との間に環状ギャップ７４が形成されるようになっており、環状ギャップ７４は、肩部７２の直径に対する、内室６２の区分６４の直径の差から得られる、平均のギャップ直径ｄｍを有している。
【００１９】
肩部７２から延長部７６が延びており、延長部７６は内室６２の区分６８に係入している。延長部７６は、内室６２の区分６８の直径に等しい直径を有している。これにより、延長部７６は区分６８内で密にガイドされている。環状段部６６にはばねエレメント７８が支持されており、このばねエレメント７８は他方で肩部７２に支承されている。
【００２０】
区分６８において、第１の通路７７及び第２の通路７９が内室６２に開口している。通路７７は、制御弁３４の圧力室４２と、電磁弁４８を備えた通路７９とに接続されている（図１）。延長部７６は通路７７と７９の領域で環状溝８０を形成しており、その際、環状溝８０の底部８２は、第１の制御エッジ８４から第２の制御エッジ８６にかけて延在している。この際、底部８２の幾何学形状は、ｐ１とｐ２との圧力差と、ばね定数と、油の粘度特性とに関連して、制動回路における圧力低下が常に同じであるように設計されなければならない。
【００２１】
通路７７と環状溝８０と通路７９とは、弁ブレーキ４６の制動回路を形成している。弁体１４を制動したい場合、ひいては制御弁ピストン３６を制動したい場合、油圧作動油は通路７７を介して弁ブレーキ４６に作用する。弁ピストン７０の位置に応じて、制御エッジ８４と通路７７もしくは７９との間に絞りギャップが形成され、絞りギャップを介して油圧作動油が環状溝８０に達する。環状溝８０の幾何学形状は、圧力室４２内の圧力が絞りギャップと、ひいては制動作用とに影響を及ぼしてしまわないように設計されている（圧力補償）。
【００２２】
内室６２の区分６４の領域において、別の通路８８と通路９０とが内室６２に開口している。この際、通路９０は通路８８に対して軸方向で間隔を置いて内室６２に開口しており、この軸方向の間隔は、肩部７２の軸方向の延在長さより大きい。これにより、通路８８と通路９０とは環状ギャップ７４を介して互いに、液体通流可能に連通している。通路８８と環状ギャップ７４と通路９０とは弁ブレーキ４６の補償回路を形成している。通路９０は油受に接続されているので、ここにはコンスタントな圧力ｐ２が生じる。補償回路は液圧的に弁ブレーキ４６の制動回路から切り離されている。詳細には図示されていない、適当な構造上の手段又は別の付加的な手段は、補償回路内の油圧作動油が実質的に弁ブレーキ４６の制動回路内の油圧作動油と同じ温度を有することを保証する。
【００２３】
補償回路には以下の関係が成立する。環状ギャップ７４における摩擦に基づいて、圧力損失Δｐが生じるので、通路８８において補償回路の油圧作動油は圧力ｐ１下にあり、この際、
【００２４】
【数１】
2004521275.tif 000003
【００２５】
が成立する。
【００２６】
【外１】
2004521275.tif 000004
【００２７】
【数２】
2004521275.tif 000005
【００２８】
但し、ｌは環状ギャップ７４のギャップ長さで、ｄｍは平均のギャップ直径で、ｓはギャップ高さである。ηは補償回路内の油圧作動油の動的な粘度（ｄｙｎａｍｉｓｃｈｅ  Ｖｉｓｋｏｓｉｔａｅｔ）を意味している。環状ギャップ７４の幾何学形状に関連するすべての要素を幾何学形状定数Ｃに組み合わせると、
【００２９】
【数３】
2004521275.tif 000006
【００３０】
が成立する。
【００３１】
したがって圧力損失に関して、
【００３２】
【数４】
2004521275.tif 000007
【００３３】
が得られる。
【００３４】
弁ピストン７０において、圧力ｐ１，ｐ２及びばねエレメント７８の力に基づき以下の力の均衡が生じる。
【００３５】
【数５】
2004521275.tif 000008
【００３６】
但し、Ｆはばねエレメント７８のばね力であり、Ａ１及びＡ２は、弁ピストン７０の肩部７２の、圧力負荷される面積である。この式をＦに関して解き、これに
【００３７】
【数６】
2004521275.tif 000009
【００３８】
を代入すると、
【００３９】
【数７】
2004521275.tif 000010
【００４０】
が得られる。但し、Ｒはばね定数（Ｆｅｄｅｒｒａｔｅ）で、ｈはばね高さである。それにより、ばね高さｈに関して、
【００４１】
【数８】
2004521275.tif 000011
【００４２】
が得られる。
【００４３】
この関係を参照すると明らかなように、ばねエレメント７８の高さｈ、ひいては弁ピストン７０の位置は直接、油圧作動油の動的な粘度ηに依存している。油圧作動油の動的な粘度ηが例えば温度変化に基づいて変化すると、自動的に弁ピストン７０の位置は変化する。これにより、油圧作動油の、温度依存性の粘度変化の補償が得られる。
【００４４】
それ故、環状ギャップ７４、ばねエレメント７８及び環状溝８０を適当に設計した場合、弁座リング１６に対する弁体１４の当接速度を、油圧作動油のその時点での粘度とは無関係にコンスタントに維持することが可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】
電気液圧式の弁制御装置の液圧的な回路図である。
【図２】
弁ブレーキの断面図である。
【国際公開パンフレット】
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2004521275.tif 000014
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【国際調査報告】
2004521275.tif 000031
2004521275.tif 000032
2004521275.tif 000033
2004521275.tif 000034
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