EP1662098A1 - Variabler Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine - Google Patents

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EP1662098A1
EP1662098A1 EP05024165A EP05024165A EP1662098A1 EP 1662098 A1 EP1662098 A1 EP 1662098A1 EP 05024165 A EP05024165 A EP 05024165A EP 05024165 A EP05024165 A EP 05024165A EP 1662098 A1 EP1662098 A1 EP 1662098A1
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EP
European Patent Office
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valve
hydraulic fluid
stroke
gear according
internal combustion
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EP05024165A
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English (en)
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EP1662098B1 (de
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Eduard Golovatai-Schmidt
Valeria Prof.- Dr. Vacarescu
Wolfgang Dr. Reik
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IHO Holding GmbH and Co KG
Original Assignee
Schaeffler KG
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    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
    • F01L1/18—Rocking arms or levers
    • F01L1/185—Overhead end-pivot rocking arms
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01L1/2405—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically by means of a hydraulic adjusting device located between the cylinder head and rocker arm
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    • F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • F01L13/0031—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque by modification of tappet or pushrod length
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    • F01L13/06—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for braking
    • F01L13/065—Compression release engine retarders of the "Jacobs Manufacturing" type
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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/10—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic

Definitions

  • the invention relates to a variable valve train of an internal combustion engine for actuating a gas exchange valve. Its movement follows a stroke of a cam and a stroke of the cam superimposed on the stroke of the cam and independent of the stroke of the cam. On the plunger acts in the stroke direction, a volume change of a working space of a hydraulic lifting device, which is in fluidic communication with a hydraulic fluid conveyor.
  • a pressure piston located between the inside of the cup base and the valve stem, a pressure piston whose relative movement is generated to the tappets by volume change of a pressure chamber adjacent to the pressure chamber.
  • the pressure chamber is in turn connected via channels in the interior of the tappet and in the tappet guide of the internal combustion engine to a pressure or volume flow adjustable hydraulic supply.
  • variable valve train is also proposed on the example of a finger lever drive with a hydraulic lifting device, which is integrated in a bearing the rocker arm pivot bearing.
  • valve drives Although a highly variable valve lift can already be generated with the aforementioned valve drives, these valve drives have some disadvantages.
  • the hydraulic control of the lifting device is carried out by hydraulic systems consisting of various components to fulfill different tasks.
  • the hydraulic fluid usually several hydraulic fluid pumps, one or more pressure accumulator for pressure storage, which are hydraulically interconnected in the case of different pressure levels by means of pressure regulator, and the time to be controlled in and out of the hydraulic fluid into and out of the lifting device Provide hydraulic valve.
  • the object of the invention is therefore to provide a variable valve train of the aforementioned type, in which the cited disadvantages are eliminated by simple means.
  • the variable valve train and in particular its hydraulic supply and control should therefore be as inexpensive to produce as possible and have low system complexity low space requirement with high reliability.
  • the hydraulically generated variability of the valvetrain should only be connected with the lowest possible energy expenditure for pressure generation and delivery of the hydraulic fluid and should be virtually free of losses in the valvetrain rigidity and dynamics.
  • the hydraulic fluid delivery device defines a pressure chamber with a volume that can be reduced by a displaceable in the pressure chamber wall of the hydraulic fluid delivery device with displacement of hydraulic fluid from the pressure chamber into the working space.
  • the subject of the present invention is therefore a valve gear which can be produced cost-effectively and which, with low system complexity, makes it possible to superimpose the stroke of a cam and a stroke of a hydraulic lifting device independent of the stroke of the cam on the gas exchange valve.
  • the low system complexity is essentially achieved by the functions Hydraulic fluid promotion and pressure generation and the time-adjustable supply and discharge of hydraulic fluid in and out of the hydraulic lifting device are all integrated in the simply constructed hydraulic fluid delivery.
  • the control of the hydraulic fluid delivery device is purely on demand with correspondingly low energy consumption, resulting in a favorable efficiency of the internal combustion engine.
  • the wall is designed as a displacer.
  • This is intended by a slide of the hydraulic fluid conveyor at least in Vorhubides, d. H. in the sense of a volume decrease of the pressure chamber, be acted upon.
  • An attachment of the displacer piston on the slide, which also acts in the return stroke direction, is not absolutely necessary insofar as the displacer piston is acted upon in the return stroke direction by hydraulic fluid pressure, which is applied in particular by the valve spring acting on the gas exchange valve in its closing direction.
  • An attachment of the displacer piston on the slide both in Vorhub- and in remindhubides to a one-piece component with a simultaneously acting as a displacer slide may still be appropriate depending on the characteristic of the application of force by the hydraulic fluid delivery device.
  • the hydraulic fluid delivery device should have an electromagnetic biasing means, by which the slider is displaceable at least in the pre-stroke direction.
  • the slider can be in operative connection with an armature or anchor itself, which by the electromagnetic force of the biasing agent between a basic position and a stroke position renders ver.
  • the valve train should also allow a secondary stroke of the gas exchange valve during a stroke-free base circle phase of the cam according to claim 4. This results in advantageous ways to suck back exhaust gas in high and precisely adjustable amounts internally.
  • This form of exhaust gas recirculation is in particular the basis for operation of the internal combustion engine with homogeneous and self-igniting charge.
  • HCCI Homogeneous Charge Compression Ignition
  • combustion method is used both in self-ignited diesel internal combustion engines as well as externally ignited gasoline internal combustion engines, at least in part-load operation of the internal combustion engine mainly for the purpose of emission reduction.
  • the combustion process in the HCCI process is essentially determined by controlling the charge composition and the charge temperature history.
  • a very effective means of increasing the charge temperature is to increase the residual gas content, i. increasing the level of untrushed or purged exhaust gas returned to the cylinder of the previous combustion cycle in the cylinder charge for the next combustion cycle.
  • the residual gas content on the operating point of the internal combustion engine must be fully variable, with residual gas quantities of 60% of the cylinder charge and more may be required. Residual gas components can no longer be provided at this altitude via internal exhaust gas recirculation through conventional valve overlap or via an arrangement for external exhaust gas recirculation.
  • the HCCl process reacts with unacceptable combustion processes extremely sensitive to changes in charge characteristics, so that in addition to the provision of residual gas in the required amount also a combustion cycle-faithful, highly precise and cylinder-specific dosing of the residual gas content is required.
  • the secondary stroke is carried out according to claim 5, preferably at an outlet valve.
  • exhaust gas which has already been ejected into the exhaust passage during the intake stroke of the internal combustion engine sucked back into the combustion chamber via the then opened exhaust valve.
  • valve gear according to the invention in particular in air-compressing internal combustion engines for safety-relevant supplementation of the service brake.
  • engine brakes are usually used as a continuous brake in commercial vehicles and are based on the principle that the drag torque of the combustion engine located in overrun and not fueled by increasing the charge exchange work can be significantly increased and the vehicle is slowed down.
  • the exhaust valve is opened again during the compression phase, so that the cylinder charge is not compressed gas-spring-like, but is pushed into the outlet channel by applying Ausschiebearbeit.
  • exhaust gas recirculation it may also be expedient, according to claim 6, for the secondary stroke to take place at an inlet valve.
  • exhaust gas is expelled in Ausschiebetakt the internal combustion engine with the intake valve again open in the inlet channel and sucked back into the combustion chamber during the intake stroke.
  • a group of identical valve trains ie a group of intake valves or a group of exhaust valves of a cylinder of the internal combustion engine is assigned exactly one hydraulic fluid delivery device.
  • the valve train should have a hydraulic valve clearance compensation device according to claim 8. It may be advantageous according to claim 9, that the working space of the hydraulic lifting device is identical to a compensation chamber of the valve lash adjuster.
  • valve train as a drag lever drive and the hydraulic lifting device are designed as a rocker arm bearing pivot bearing.
  • the lubricating oil of the internal combustion engine is used according to claim 11 for the sake of simplicity.
  • any other suitable fluids in a hydraulic fluid circuit which would then be separated from the lubricating oil circuit of the internal combustion engine.
  • FIG. 1 shows the valve drive 1 according to the invention of an internal combustion engine using the example of a drag lever drive 2.
  • a gas exchange valve 3 which is actuated via a drag lever 4 by a cam 5 in the opening direction.
  • the drag lever 4 is mounted on a pivot bearing 6, which is received by a hollow cylindrical recess 7 of the internal combustion engine, in the direction of actuation of the gas exchange valve 3 and has a rotatably mounted roller 8 as low-friction contact surface 9 to the cam 5.
  • This has a cam lobe phase 10, the one Hub generated at the gas exchange valve 3, and a lift-free base circle phase eleventh
  • the pivot bearing 6 has a hollow-cylindrical housing 12 in which a plunger 13 which supports the drag lever 4 and a compensating piston 14 of a hydraulic valve play compensation device 15 are longitudinally movably guided.
  • the plunger 13 can be formed integrally with the compensating piston 14 or as a separate component to the balance piston 14.
  • a side facing away from the drag lever 4 end 16 of the compensating piston 14 defines a compensation chamber 17 of the valve play compensation device 15, whose basic operation is familiar to those skilled in the art.
  • the compensation chamber 17 is in the embodiment shown in the figures at the same time a working space 18 integrated in the pivot bearing 6 hydraulic lifting device 19.
  • the working chamber 18 is connected via a passage 20 in the housing 12 of the pivot bearing 6 and a supply line 21 with a pressure chamber 22 in hydraulic Connection.
  • the pressure chamber 22 is bounded by a hollow cylindrical recess 23 of the internal combustion engine and an end face 24 of a hydraulic fluid conveyor 25, which is screwed in the illustrated embodiment with a hollow cylindrical guide pin 26 in the recess 23.
  • a wall 27 is arranged, which is displaceable for the displacement of hydraulic fluid from the pressure chamber 22 into the working space 18.
  • the wall 27 is in this case designed as a displacer 28, which is acted upon by a slide 29 and in an inner circumferential surface 30 of the guide pin 26 longitudinally movable and sealing gap-like in Vorhub- and remindhubides "P" or “R” out. It serves a shoulder 31 extending from the inner lateral surface 30 as a stop acting in the return stroke direction "R" and forming the basic position for the displacer piston 28.
  • the slide 29 is in turn displaced by a loading means 32, which in the exemplary embodiment shown is designed electromagnetically in the form of a lifting magnet 33.
  • the slider 29 is in operative connection with an armature which moves by an electromagnetic force effect of the solenoid 33 between the basic position and a stroke position.
  • the solenoid 33 may be formed as a so-calledStrathubmagnet whose electromagnetic force acts only in Vorhubides “P” and its resetting by external, in the return direction "R” acting forces.
  • the solenoid 33 may be formed as a so-called Um Spotifyhubmagnet whose electromagnetic force acts depending on the excitation current both in the pre-stroke direction "P" and in the return stroke direction "R".
  • Both the single-stroke magnet and the reverse-stroke magnet can be designed as a proportional or quasi-proportional magnet.
  • Proportional magnets are Gleichstromhubmagnete that represent approximately proportional to the input of an excitation current depending on the application, a reproducible output in the form of a certain path of the armature or a certain force of the armature.
  • Quasiproportionalmagneten are also Gleichstromhubmagnete with an input variable dependent output variable, but their ratio is not proportional to each other in the rule, but follows a non-linear characteristic.
  • the design of the hydraulic fluid delivery device 25 and its connection to the pressure chamber 22 comprehensive hollow cylindrical recess 23 is to be designed by suitable, but not further illustrated measures that the pressure chamber 22 and the hydraulic lifting device 19 in terms of a fast and reproducible pressure build-up ideally always complete filled with hydraulic fluid and are free of gas bubbles.
  • suitable sealing measures in particular a leakage of hydraulic fluid from the pressure chamber 22 and from the hydraulic fluid delivery device 25 in the environment of the internal combustion engine to prevent permanently.
  • a leakage current possibly forming between the displacer piston 28 and the inner circumferential surface 30 of the guide journal 26 and leaving the pressure chamber 22 is attributable to a hydraulic fluid circuit of the internal combustion engine.
  • the operation of the hydraulic lifting device 19 results from the following described interaction with the hydraulic fluid conveyor 25.
  • the valve train 1 is in Figure 1 in a position in which the cam elevation phase 10 according to cam rotation direction 34 just finished and the gas exchange valve 3 is just closed, so that the Roller 8 of the finger lever 4 picks up the base circle phase 11 of the cam 5.
  • the displacer 28 of the hydraulic fluid conveyor 25 in the normal position in which the displacer 28 is in contact with the shoulder 31 of the guide pin 26.
  • mechanical valve clearance which possibly arises during the cam elevation phase 10 due to sinking of the compensating piston 14 and the plunger 13 in a direction facing away from the cam 5, can be compensated.
  • the valve play compensation device 15 is assigned a hydraulic fluid supply 35 in a manner known per se.
  • the rocker arm 4 acted upon by the plunger 13 actuates the gas exchange valve 3 in the opening direction, by pivoting about the roller 8 supported on the cam 5.
  • a limitation of the movement of the displacer piston 28 in the pre-stroke direction "P" can be achieved, for example, by the displacer piston 28 abutting against a bottom 37 of the hollow-cylindrical recess 23.
  • An abort of the hydraulically generated stroke of the gas exchange valve 3 begins with a retraction of the displacer 28 in the return direction "R".
  • the volume 36 of the pressure chamber 22 increases with simultaneous decrease in volume of the working space 18 and return flow of the pressurized from the valve train 1 hydraulic fluid from the working space 18 in the pressure chamber 22 by the decrease in volume of the working space 18 of the plunger 13th and the compensating piston 14 is moved back from the finger lever 4 in a cam-distant direction.
  • the retraction of the displacer piston 28 in the return stroke direction "R” can be effected depending on the above-described embodiment of the solenoid 33 in that the slide 29 in the return direction "R” only force-free and thus reset by the pressurized displacer 28.
  • the course of movement of the slide 29 can be weg- or force-controlled in the return direction "R” from the solenoid 33.
  • the latter possibility is the embodiment of the lifting magnet 33, which is more advantageous with regard to opening course shaping and in particular the closing process of the gas exchange valve 3, since the gas exchange valve 3 follows both the movement of the cam 5 and the movement of the displacer 28 in accordance with the mechanical and hydraulic gear ratios.
  • valve train 1 has been described using the example of a drag lever drive 2 with a pivot bearing 6 having a hydraulic valve clearance compensation device 15.
  • the idea of the invention can equally be implemented in other types of valve train without hydraulic valve lash adjuster, such as cup drives, tilting or rocker arm drives or pushrod drives.
  • Figures 1 and 2 relate to a hydraulically generated stroke of the gas exchange valve 3 during the base circle phase 11 of the cam 5, the hydraulically generated stroke can of course take place at any desired position of the cam within the mechanical limits of the valve train 1.
  • valve trains which are formed switchable by coupling means to selectively transfer strokes of several cams depending on the coupling state to the gas exchange valve 3. This applies equally to valve trains, the hub of the gas exchange valve 3 vary continuously by means of a cam and other adjusting elements.

Abstract

Die Erfindung betrifft einen variablen Ventiltrieb (1) einer Brennkraftmaschine zur Betätigung eines Gaswechselventils (3). Dessen Bewegung folgt einem Hub eines Nockens (5) sowie einem dem Hub des Nockens (5) überlagerten und vom Hub des Nockens (5) unabhängigen Hub eines Stößels (13). Auf den Stößel wirkt in Hubrichtung eine Volumenänderung eines Arbeitsraums (18) einer hydraulischen Hebeeinrichtung (19) ein, die in fluidischer Wirkverbindung mit einer Hydraulikmittelfördereinrichtung (25) steht. Diese soll einen Druckraum (22) mit einem Volumen (36) begrenzen, das durch eine in den Druckraum (22) verlagerbare Wand (27) der Hydraulikmittelfördereinrichtung (25) unter Verdrängung von Hydraulikmittel aus dem Druckraum (22) in den Arbeitsraum (18) reduzierbar ist.

Description

    Gebiet der Erfindung
  • Die Erfindung betrifft einen variablen Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine zur Betätigung eines Gaswechselventils. Dessen Bewegung folgt einem Hub eines Nockens sowie einem dem Hub des Nockens überlagerten und vom Hub des Nockens unabhängigen Hub eines Stößels. Auf den Stößel wirkt in Hubrichtung eine Volumenänderung eines Arbeitsraums einer hydraulischen Hebeeinrichtung ein, die in fluidischer Wirkverbindung mit einer Hydraulikmittelfördereinrichtung steht.
    • Hintergrund der Erfindung
  • Gattungsgemäße Ventiltriebe, bei denen sich der Hub des Gaswechselventils aus einer Überlagerung eines vom Nocken ausgehenden Hubs und eines variabel einstellbaren Hubs einer hydraulischen Hebeeinrichtung, die vom Nocken unabhängig auf die Bewegung des Gaswechselventils einwirkt, zusammensetzt, sind im Stand der Technik bekannt. So beschreibt beispielsweise die DE 101 56 309 A1 einen Tassenstößeltrieb mit hydraulischer Hebeeinrichtung.
  • Diese dient dazu, einen durch den Nocken erzeugten Hub einem vom Nocken unabhängigen Hub am Gaswechselventil zu überlagern. Hierzu befindet sich zwischen der Innenseite des Tassenbodens und dem Ventilschaft ein Druckkolben, dessen Relativbewegung zum Tassenstößel durch Volumenänderung eines zum Druckkolben angrenzenden Druckraums erzeugt wird. Der Druckraum ist seinerseits über Kanäle im Inneren des Tassenstößels sowie in der Stößelführung der Brennkraftmaschine an eine hinsichtlich Druck bzw. Volumenstrom einstellbare Hydraulikversorgung angeschlossen.
  • In der DE 102 42 866 A1 ist ebenfalls ein variabler Ventiltrieb am Beispiel eines Schlepphebeltriebs mit einer hydraulischen Hebeeinrichtung vorgeschlagen, die in ein den Schlepphebel lagerndes Schwenklager integriert ist.
  • Wenngleich mit den vorbenannten Ventiltrieben bereits ein hochvariabler Ventilhub erzeugt werden kann, haben diese Ventiltriebe einige Nachteile. In beiden Druckschriften erfolgt die hydraulische Ansteuerung der Hebeeinrichtung durch Hydrauliksysteme, die aus diversen Komponenten zur Erfüllung unterschiedlicher Aufgaben bestehen. So sind zur Druckerzeugung und Förderung des Hydraulikmittels meist mehrere Hydraulikmittelpumpen, zur Druckspeicherung ein oder mehrere Druckspeicher, die im Falle unterschiedlicher Druckniveaus mittels Druckregler hydraulisch miteinander verschaltet sind, und zur zeitlich zu steuernden Zu- und Abfuhr des Hydraulikmittels in die bzw. aus der Hebeeinrichtung ein Hydraulikventil vorzusehen.
  • Die Komplexität so ausgebildeter Hydraulikmittelsysteme verursacht nicht nur einen hohen finanziellen Aufwand aufgrund der Komponentenanzahl und - vielfalt, sondern stellt bei hohem Bauraumbedarf auch höchste Anforderungen an die Ausfallsicherheit des Gesamtsystems. Hierzu zählen auch aufwändige Abdichtungsmaßnahmen, die eine Leckagefreiheit insbesondere im Bereich der mit Hochdruck beaufschlagten Komponenten gewährleisten. Weiterhin ist ggf. auch eine -zusätzliche Komponenten beanspruchende- Regelung des Volumenstroms der Hydraulikmittelpumpen im Hinblick auf eine akzeptable Energiebilanz der Brennkraftmaschine erforderlich. Schließlich ist hierbei mit großen Hydraulikmittelvolumina, die in unmittelbarem Einflussbereich der hydraulischen Hebeeinrichtung stehen, d.h. zwischen Hebeeinrichtung und Hydraulikventil, zu rechnen. Große Hydraulikmittelvolumina wirken sich bekanntlich negativ auf die Steifigkeit und somit auf die Dynamik des Ventiltriebs aus, der sich auf ihnen abstützt.
    • Aufgabe der Erfindung
  • Aufgabe der Erfindung ist es daher, einen variablen Ventiltrieb der vorgenannten Art zu schaffen, bei welchem die zitierten Nachteile mit einfachen Mitteln beseitigt sind. Der variable Ventiltrieb und im Besonderen seine hydraulische Versorgung und Ansteuerung sollen also möglichst kostengünstig herstellbar sein sowie bei niedriger Systemkomplexität einen geringen Bauraumbedarf bei hoher Ausfallsicherheit aufweisen. Schließlich soll die hydraulisch erzeugte Variabilität des Ventiltriebs nur mit geringst möglichem Energiemehraufwand für Druckerzeugung und Förderung des Hydraulikmittels verbunden und nahezu frei von Einbußen in der Ventiltriebssteifigkeit und -dynamik sein.
    • Zusammenfassung der Erfindung
  • Die Lösung dieser Aufgabe ergibt sich aus den Merkmalen des Anspruchs 1, deren vorteilhafte Weiterbildungen und Ausgestaltungen den Unteransprüchen entnehmbar sind. Demnach wird die Aufgabe dadurch gelöst, dass die Hydraulikmittelfördereinrichtung einen Druckraum mit einem Volumen begrenzt, das durch eine in den Druckraum verlagerbare Wand der Hydraulikmittelfördereinrichtung unter Verdrängung von Hydraulikmittel aus dem Druckraum in den Arbeitsraum reduzierbar ist.
  • Gegenstand der vorliegenden Erfindung ist somit ein kostengünstig herzustellender Ventiltrieb, der es bei niedriger Systemkomplexität ermöglicht, den Hub eines Nockens und einen vom Hub des Nockens unabhängigen Hub einer hydraulischen Hebeeinrichtung am Gaswechselventil zu überlagern. Die niedrige Systemkomplexität wird im Wesentlichen dadurch erzielt, dass die Funktionen Hydraulikmittelförderung und -druckerzeugung sowie die zeitlich einstellbare Zu- und Abfuhr von Hydraulikmittel in die bzw. aus der hydraulischen Hebeeinrichtung sämtlich in der einfach aufgebauten Hydraulikmittelfördereinrichtung integriert sind. Überdies erfolgt die Ansteuerung der Hydraulikmittelfördereinrichtung rein bedarfsgerecht mit entsprechend niedrigem Energiebedarf, wodurch sich ein günstiger Wirkungsgrad der Brennkraftmaschine ergibt. Schließlich ist es konstruktiv auch möglich, den Druckraum in unmittelbarer Nähe der hydraulischen Hebeeinrichtung anzuordnen. Hierdurch können die Hydraulikmittelvolumina, auf denen sich der Ventiltrieb abstützt, im Hinblick auf eine gute Ventiltriebssteifigkeit und -dynamik klein gehalten werden.
  • Eine zweckmäßige Ausgestaltung des Ventiltriebs sieht nach Anspruch 2 vor, dass die Wand als Verdrängerkolben ausgebildet ist. Dieser soll von einem Schieber der Hydraulikmittelfördereinrichtung zumindest in Vorhubrichtung, d. h. im Sinne einer Volumenabnahme des Druckraums, beaufschlagbar sein. Eine auch in Rückhubrichtung wirkende Befestigung des Verdrängerkolbens am Schieber ist insofern nicht zwingend erforderlich, als der Verdrängerkolben in Rückhubrichtung mit Hydraulikmitteldruck, der insbesondere durch die auf das Gaswechselventil in dessen Schließrichtung wirkende Ventilfeder aufgebracht wird, beaufschlagt ist. Eine Befestigung des Verdrängerkolbens am Schieber sowohl in Vorhub- als auch in Rückhubrichtung bis hin zu einem einteiligen Bauteil mit einem gleichzeitig als Verdrängerkolben wirkenden Schieber kann je nach Charakteristik der Kraftbeaufschlagung durch die Hydraulikmittelfördereinrichtung dennoch zweckmäßig sein.
  • In einer besonders bevorzugten Ausführung gemäß Anspruch 3 soll die Hydraulikmittelfördereinrichtung ein elektromagnetisches Beaufschlagungsmittel aufweisen, durch das der Schieber wenigstens in Vorhubrichtung verlagerbar ist. Der Schieber kann dabei in Wirkverbindung mit einem Anker stehen oder selber Anker sein, der durch die elektromagnetische Kraftwirkung des Beaufschlagungsmittels zwischen einer Grundstellung und einer Hubstellung verfäh rt.
  • Der Ventiltrieb soll gemäß Anspruch 4 auch einen Sekundärhub des Gaswechselventils während einer hubfreien Grundkreisphase des Nockens ermöglichen. Hieraus ergeben sich vorteilhafte Möglichkeiten, Abgas in hohen und genau einstellbaren Mengen intern rückzusaugen. Diese Form der Abgasrücksaugung ist insbesondere Grundlage für einen Betrieb der Brennkraftmaschine bei homogener und sich selbst zündender Ladung. Ein derartiges, auch als HCCI-Verfahren (Homogenous Charge Compression Ignition) bezeichnetes Brennverfahren ist sowohl bei selbst gezündeten Diesel-Brennkraftmaschinen als auch bei fremd gezündeten Otto-Brennkraftmaschinen zumindest im Teillastbetrieb der Brennkraftmaschine hauptsächlich zum Zweck der Emissionsreduzierung einsetzbar. Der Verbrennungsablauf wird beim HCCI-Verfahren im Wesentlichen durch Steuerung der Ladungszusammensetzung und des Ladungstemperaturverlaufs festgelegt. Es zeigt sich, dass bei diesem Brennverfahren eine hohe Ladungstemperatur zur Steuerung des Zündzeitpunktes erwünscht ist. Ein sehr wirksames Mittel zur Erhöhung der Ladungstemperatur ist die Erhöhung des Restgasgehalts, d.h. die Erhöhung des Gehalts an nicht ausgespültem oder ausgespültem und in den Zylinder wieder rückgeführten Abgas des vorhergehenden Verbrennungszyklus in der Zylinderladung für den nächsten Verbrennungszyklus. Dabei muss der Restgasgehalt auf den Betriebspunkt der Brennkraftmaschine vollvariabel angepasst werden können, wobei Restgasmengen von 60% der Zylinderladung und mehr erforderlich sein können. Restgasanteile können in dieser Höhe nicht mehr über eine interne Abgasrückführung durch konventionelle Ventilüberschneidung oder über eine Einrichtung zur externen Abgasrückführung bereitgestellt werden. Überdies reagiert das HCCl-Verfahren mit unakzeptablen Verbrennungsabläufen äußerst sensibel auf Änderungen der Ladungseigenschaften, so dass neben der Bereitstellung von Restgas in der benötigten Menge ebenfalls eine verbrennungszyklustreue, hochpräzise und zylinderindividuelle Dosierung des Restgasanteils erforderlich ist.
  • Der Sekundärhub erfolgt nach Anspruch 5 bevorzugt an einem Auslassventil. Im Falle der oben erläuterten Abgasrücksaugung wird bereits in den Auslasskanal ausgeschobenes Abgas während des Ansaugtakts der Brennkraftmaschine über das dann nochmalig geöffnete Auslassventil in den Brennraum rückgesaugt.
  • Demgegenüber besteht aber auch die Möglichkeit, den erfindungsgemäßen Ventiltrieb als Motorbremse insbesondere bei luftverdichtenden Brennkraftmaschinen zur sicherheitsrelevanten Ergänzung der Betriebsbremse zu betreiben. Solche Motorbremsen werden üblicherweise als Dauerbremse bei Nutzfahrzeugen eingesetzt und basieren auf dem Prinzip, dass das Schleppmoment der sich im Schubbetrieb befindlichen und nicht befeuerten Brennkraftmaschine durch Erhöhung der Ladungswechselarbeit erheblich gesteigert werden kann und das Fahrzeug dadurch abgebremst wird. In diesem Fall wird das Auslassventil während der Verdichtungsphase nochmals geöffnet, so dass die Zylinderladung nicht gasfederartig komprimiert, sondern unter Aufbringung von Ausschiebearbeit in den Auslasskanal geschoben wird.
  • Hinsichtlich der Abgasrücksaugung kann es gemäß Anspruch 6 aber auch zweckmäßig sein, dass der Sekundärhub an einem Einlassventil erfolgt. In dieser alternativen Ausgestaltung wird Abgas im Ausschiebetakt der Brennkraftmaschine bei nochmalig geöffnetem Einlassventil in den Einlasskanal ausgeschoben und während des Ansaugtakts in den Brennraum rückgesaugt.
  • Eine Kombination dieser vorgenannten Möglichkeiten der Abgasrücksaugung ist ebenfalls möglich. Demnach kann es zur Einstellung von Menge und Temperatur des Restgases vorteilhaft sein, sowohl Abgas aus dem Einlasskanal als auch aus dem Auslasskanal rückzusaugen.
  • Im Falle einer Mehrventilbrennkraftmaschine ist es nach Anspruch 7 zweckmäßig, dass einer Gruppe gleichartiger Ventiltriebe, d. h. einer Gruppe von Einlassventilen oder einer Gruppe von Auslassventilen eines Zylinders der Brennkraftmaschine jeweils genau eine Hydraulikmittelfördereinrichtung zugeordnet ist. Hierdurch lassen sich die Bauteileanzahl und somit die Kosten und der Bauraumbedarf der Hydraulikmittelfördereinrichtung weiter reduzieren.
  • Der Ventiltrieb soll gemäß Anspruch 8 über eine hydraulische Ventilspielausgleichsvorrichtung verfügen. Dabei kann es nach Anspruch 9 vorteilhaft sein, dass der Arbeitsraum der hydraulischen Hebeeinrichtung identisch mit einem Ausgleichsraum der Ventilspielausgleichsvorrichtung ist.
  • Eine besonders zweckmäßige Ausgestaltung des Ventiltriebs ist in Anspruch 10 vorgeschlagen, wonach der Ventiltrieb als Schlepphebeltrieb und die hydraulische Hebeeinrichtung als einen Schlepphebel lagerndes Schwenklager ausgebildet sind.
  • Als Hydraulikmittel wird nach Anspruch 11 der Einfachheit halber das Schmieröl der Brennkraftmaschine verwendet. Denkbar ist demgegenüber aber auch die Verwendung beliebig anderer geeigneter Fluide in einem Hydraulikmittelkreislauf, der dann vom Schmierölkreislauf der Brennkraftmaschine zu separieren wäre.
    • Kurze Beschreibung der Zeichnungen
  • Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung und aus den Zeichnungen, in denen der erfindungsgemäße Ventiltrieb beispielhaft anhand eines Schlepphebeltriebs mit hydraulischem Ventilspielausgleich dargestellt ist. Es zeigen:
    • Figur 1
    den Schlepphebeltrieb bei geschlossenem Gaswechselventil und
    Figur 2
    den Schlepphebeltrieb bei hydraulisch erzeugtem Hub des Gaswechselventils.
    Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
  • In Figur 1 ist der erfindungsgemäße Ventiltrieb 1 einer Brennkraftmaschine am Beispiel eines Schlepphebeltriebs 2 offenbart. Dargestellt ist ein Gaswechselventil 3, das über einen Schlepphebel 4 von einem Nocken 5 in Öffnungsrichtung betätigt wird. Der Schlepphebel 4 ist auf einem Schwenklager 6, das von einer hohlzylindrischen Ausnehmung 7 der Brennkraftmaschine aufgenommen ist, in Betätigungsrichtung des Gaswechselventils 3 gelagert und verfügt über eine drehbar gelagerte Rolle 8 als reibungsarme Anlauffläche 9 zum Nocken 5. Dieser besitzt eine Nockenerhebungsphase 10, die einen Hub am Gaswechselventil 3 erzeugt, und eine hubfreie Grundkreisphase 11.
  • Das Schwenklager 6 besitzt ein hohlzylindrisches Gehäuse 12, in dem ein den Schlepphebel 4 lagernder Stößel 13 und ein Ausgleichskolben 14 einer hydraulischen Ventilspielausgleichsvorrichtung 15 längsbeweglich geführt sind. Der Stößel 13 kann dabei gemeinsam mit dem Ausgleichskolben 14 einteilig oder als zum Ausgleichskolben 14 separates Bauteil ausgebildet sein. Eine dem Schlepphebel 4 abgewandte Stirnseite 16 des Ausgleichskolbens 14 begrenzt einen Ausgleichsraum 17 der Ventilspielausgleichsvorrichtung 15, deren prinzipielle Funktionsweise dem Fachmann geläufig ist.
  • Der Ausgleichsraum 17 ist in dem in den Figuren dargestellten Ausführungsbeispiel gleichzeitig ein Arbeitsraum 18 einer in das Schwenklager 6 integrierten hydraulischen Hebeeinrichtung 19. Der Arbeitsraum 18 steht über einen Durchtritt 20 im Gehäuse 12 des Schwenklagers 6 sowie über eine Zuleitung 21 mit einem Druckraum 22 in hydraulischer Verbindung. Der Druckraum 22 wird durch eine hohlzylindrische Ausnehmung 23 der Brennkraftmaschine und eine Stirnseite 24 einer Hydraulikmittelfördereinrichtung 25, die im dargestellten Ausführungsbeispiel mit einem hohlzylindrischen Führungszapfen 26 in die Ausnehmung 23 eingeschraubt ist, begrenzt.
  • An der Stirnseite 24 der Hydraulikmittelfördereinrichtung 25 ist eine Wand 27 angeordnet, die zur Verdrängung von Hydraulikmittel aus dem Druckraum 22 in den Arbeitsraum 18 verlagerbar ist. Die Wand 27 ist hierbei als Verdrängerkolben 28 ausgeführt, der von einem Schieber 29 beaufschlagt ist und in einer Innenmantelfläche 30 des Führungszapfens 26 längsbeweglich und dichtspaltartig in Vorhub- und Rückhubrichtung "P" bzw. "R" geführt ist. Dabei dient eine von der Innenmantelfläche 30 ausgehende Schulter 31 als in Rückhubrichtung "R" wirkender und die Grundstellung bildender Anschlag für den Verdrängerkolben 28. Der Schieber 29 wird seinerseits von einem Beaufschlagungsmittel 32 verlagert, das in dem gezeigten Ausführungsbeispiel elektromagnetisch in Form eines Hubmagneten 33 ausgebildet ist.
  • Der Schieber 29 steht dabei in Wirkverbindung mit einem Anker, der durch eine elektromagnetische Kraftwirkung des Hubmagneten 33 zwischen der Grundstellung und einer Hubstellung verfährt. Der Hubmagnet 33 kann als so genannter Einfachhubmagnet ausgebildet sein, dessen elektromagnetische Kraftwirkung lediglich in Vorhubrichtung "P" wirkt und dessen Rückstellung durch äußere, in Rückhubrichtung "R" wirkende Kräfte erfolgt.
  • Alternativ kann der Hubmagnet 33 auch als so genannter Umkehrhubmagnet ausgebildet sein, dessen elektromagnetische Kraftwirkung je nach Erregerstrom sowohl in Vorhubrichtung "P" als auch in Rückhubrichtung "R" wirkt. Dabei können sowohl der Einfachhubmagnet als auch der Umkehrhubmagnet als Proportional- oder Quasiproportionalmagnet ausgeführt sein. Proportionalmagnete sind Gleichstromhubmagnete, die näherungsweise proportional zur Eingangsgröße eines Erregerstroms je nach Anwendungsfall eine reproduzierbare Ausgangsgröße in Form eines bestimmten Weges des Ankers oder einer bestimmten Kraft des Ankers darstellen. Bei Quasiproportionalmagneten handelt es sich ebenfalls um Gleichstromhubmagnete mit einer von der Eingangsgröße abhängigen Ausgangsgröße, wobei jedoch deren Verhältnis in der Regel nicht proportional zueinander ist, sondern einer nichtlinearen Kennlinie folgt.
  • So ist es bei bekannter Strom-Weg-Kennlinie oder Strom-Kraft-Kennlinie, insbesondere bei als Umkehrhubmagneten ausgeführten Proportionalmagneten oder Quasiproportionalmagneten möglich, die Bewegung des Schiebers sowohl in Vorhubrichtung "P" als auch in Rückhubrichtung "R" und somit die von der Hydraulikmittelfördereinrichtung 25 beeinflusste Öffnungs- und Schließgeschwindigkeit des Gaswechselventils 3 durch Stromsteuerung zu regeln. Hierdurch ist es vor allem möglich, Ventiltriebsgeräusche, die durch zu schnelles Schließen des Gaswechselventils 3 verursacht werden, zu vermeiden.
  • Je nach Ausbildung des Hubmagneten 33 und sonstiger konstruktiver Gegebenheiten kann es einerseits ausreichend sein, Verdrängerkolben 28 und Schieber 29 ohne mechanische Verbindungsmittel lediglich aneinanderzureihen. Andererseits kann es insbesondere auch bei Verwendung von Umkehrhubmagneten zweckmäßig sein, den Verdrängerkolben 28 am Schieber 29 so zu befestigen, dass der Verdrängerkolben 28 auch in Rückhubrichtung "R" vom Schieber 29 aktiv beaufschlagbar ist. Analoges gilt für die Verbindung zwischen Schieber 29 und Anker des Hubmagneten 33, sofern diese Bauteile nicht bereits einteilig ausgebildet sind.
  • Die Gestaltung der Hydraulikmittelfördereinrichtung 25 und deren Anbindung an die den Druckraum 22 umfassende hohlzylindrische Ausnehmung 23 ist durch geeignete, jedoch nicht weiter dargestellte Maßnahmen so zu gestalten, dass der Druckraum 22 sowie die hydraulische Hebeeinrichtung 19 im Hinblick auf einen schnellen und reproduzierbaren Druckaufbau idealerweise stets vollständig mit Hydraulikmittel gefüllt und frei von Gasblasen sind. Überdies ist durch geeignete Abdichtungsmaßnahmen insbesondere ein Austritt von Hydraulikmittel aus dem Druckraum 22 und aus der Hydraulikmittelfördereinrichtung 25 in die Umgebung der Brennkraftmaschine dauerhaft zu verhindern. Schließlich ist ein sich gegebenenfalls zwischen dem Verdrängerkolben 28 und der Innenmantelfläche 30 des Führungszapfens 26 ausbildender und den Druckraum 22 verlassender Leckagestrom in einen Hydraulikmittelkreislauf der Brennkraftmaschine zurückzuführen.
  • Die Funktionsweise der hydraulischen Hebeeinrichtung 19 ergibt sich aus nachfolgend beschriebenem Zusammenspiel mit der Hydraulikmittelfördereinrichtung 25. Der Ventiltrieb 1 befindet sich in Figur 1 in einer Stellung, in der die Nockenerhebungsphase 10 gemäß Nockendrehrichtung 34 gerade beendet und das Gaswechselventil 3 gerade geschlossen ist, so dass die Rolle 8 des Schlepphebels 4 die Grundkreisphase 11 des Nockens 5 abgreift. Gleichzeitig befindet sich der Verdrängerkolben 28 der Hydraulikmittelfördereinrichtung 25 in der Grundstellung, in der der Verdrängerkolben 28 mit der Schulter 31 des Führungszapfens 26 in Kontakt steht. Ausgehend von dieser Stellung des Ventiltriebs 1 kann mechanisches Ventilspiel, das ggf. während der Nockenerhebungsphase 10 durch Einsinken des Ausgleichskolbens 14 und des Stößels 13 in eine dem Nocken 5 abgewandte Richtung entsteht, ausgeglichen werden. Zum Nachfüllen von aus dem Ausgleichsraum 17 verdrängtem Hydraulikmittel ist der Ventilspielausgleichsvorrichtung 15 in an sich bekannter Weise eine Hydraulikmittelzufuhr 35 zugeordnet.
  • Wie aus Figur 2 ersichtlich, folgt eine Bewegung des Gaswechselventils 3 einem dem Hub des Nockens 5 überlagerten Hub, der nachfolgend als hydraulisch erzeugter Hub bezeichnet ist, dann, wenn der Verdrängerkolben 28 der Hydraulikmittelfördereinrichtung 25 durch den Schieber 29 in Vorhubrichtung "P" unter Abnahme eines Volumens 36 des Druckraums 22 verlagert wird. Das hierdurch aus dem Druckraum 22 verdrängte Hydraulikmittel gelangt über die Zuleitung 21 und den Durchtritt 20 im Gehäuse 12 des Schwenklagers 6 in den Arbeitsraum 18 der hydraulischen Hebeeinrichtung 19. Durch die Volumenzunahme des Arbeitsraums 18 werden der Ausgleichskolben 14 und der Stößel 13 in Richtung Nocken 5 verlagert. Gleichzeitig betätigt der vom Stößel 13 beaufschlagte Schlepphebel 4 das Gaswechselventil 3 in Öffnungsrichtung, indem er um die am Nocken 5 abgestützt Rolle 8 schwenkt. Eine Begrenzung der Bewegung des Verdrängerkolbens 28 in Vorhubrichtung "P" kann beispielsweise dadurch erfolgen, dass der Verdrängerkolben 28 an einem Boden 37 der hohlzylindrischen Ausnehmung 23 anschlägt.
  • Ein Abbruch des hydraulisch erzeugten Hubs des Gaswechselventils 3 beginnt mit einem Zurückfahren des Verdrängerkolbens 28 in Rückhubrichtung "R". Dabei vergrößert sich das Volumen 36 des Druckraums 22 bei gleichzeitiger Volumenabnahme des Arbeitsraums 18 und Rückströmen des vom Ventiltrieb 1 druckbeaufschlagten Hydraulikmittels vom Arbeitsraum 18 in den Druckraum 22. Durch die Volumenabnahme des Arbeitsraums 18 werden der Stößel 13 und der Ausgleichskolben 14 vom Schlepphebel 4 in eine nockenferne Richtung rückverlagert.
  • Das Einfahren des Verdrängerkolbens 28 in Rückhubrichtung "R" kann abhängig von der oben erläuterten Ausführung des Hubmagneten 33 dadurch erfolgen, dass der Schieber 29 in Rückhubrichtung "R" lediglich kraftfrei gestellt und folglich von dem druckbeaufschlagten Verdrängerkolben 28 rückgestellt wird. Alternativ kann der Bewegungsverlauf des Schiebers 29 auch in Rückhubrichtung "R" vom Hubmagneten 33 weg- oder kraftgesteuert werden. Letztere Möglichkeit ist die im Hinblick auf eine Öffnungsverlaufsformung und insbesondere auf den Schließvorgang des Gaswechselventils 3 vorteilhaftere Ausführungsform des Hubmagneten 33, da das Gaswechselventil 3 sowohl der Bewegung des Nockens 5 als auch der Bewegung des Verdrängerkolbens 28 entsprechend der mechanischen und hydraulischen Übersetzungsverhältnisse folgt.
  • Der erfindungsgemäße Ventiltrieb 1 wurde am Beispiel eines Schlepphebeltriebs 2 mit einem eine hydraulische Ventilspielausgleichsvorrichtung 15 aufweisenden Schwenklager 6 beschrieben. Der Erfindungsgedanke lässt sich jedoch gleichermaßen in anderen Ventiltriebsbauformen auch ohne hydraulische Ventilspielausgleichsvorrichtung, wie beispielsweise bei Tassentrieben, Kipp- oder Schwinghebeltrieben oder Stößelstangentrieben umsetzen.
  • Während sich die Figuren 1 und 2 auf einen hydraulisch erzeugten Hub des Gaswechselventils 3 während der Grundkreisphase 11 des Nockens 5 beziehen, kann der hydraulisch erzeugte Hub selbstverständlich zu jeder beliebigen Stellung des Nockens innerhalb der mechanischen Grenzen des Ventiltriebs 1 erfolgen.
  • Vom Schutzbereich der Erfindung sollen ferner auch Ventiltriebe umfasst sein, die durch Koppelmittel umschaltbar ausgebildet sind, um Hübe mehrerer Nocken in Abhängigkeit vom Koppelzustand selektiv auf das Gaswechselventil 3 zu übertragen. Dies gilt gleichermaßen für Ventiltriebe, die den Hub des Gaswechselventils 3 mittels einem Nocken und weiteren Verstellelementen kontinuierlich variieren.
    • Liste der Bezugszahlen und -zeichen
    • 1
    Ventiltrieb
    2
    Schlepphebeltrieb
    3
    Gaswechselventil
    4
    Schlepphebel
    5
    Nocken
    6
    Schwenklager
    7
    Ausnehmung
    8
    Rolle
    9
    Anlauffläche
    10
    Nockenerhebungsphase
    11
    Grundkreisphase
    12
    Gehäuse
    13
    Stößel
    14
    Ausgleichskolben
    15
    Ventilspielausgleichsvorrichtung
    16
    Stirnseite
    17
    Ausgleichsraum
    18
    Arbeitsraum
    19
    hydraulische Hebeeinrichtung
    20
    Durchtritt
    21
    Zuleitung
    22
    Druckraum
    23
    Ausnehmung
    24
    Stirnseite
    25
    Hydraulikmittelfördereinrichtung
    26
    Führungszapfen
    27
    Wand
    28
    Verdrängerkolben
    29
    Schieber
    30
    Innenmantelfläche
    31
    Schulter
    32
    Beaufschlagungsmittel
    33
    Hubmagnet
    34
    Nockendrehrichtung
    35
    Hydraulikmittelzufuhr
    36
    Volumen
    37
    Boden
    P
    Vorhubrichtung
    R
    Rückhubrichtung

Claims (11)

  1. Variabler Ventiltrieb (1) einer Brennkraftmaschine zur Betätigung eines Gaswechselventils (3), dessen Bewegung einem Hub eines Nockens (5) sowie einem dem Hub des Nockens (5) überlagerten und vom Hub des Nockens (5) unabhängigen Hub eines Stößels (13) folgt, auf den in Hubrichtung eine Volumenänderung eines Arbeitsraums (18) einer hydraulischen Hebeeinrichtung (19) einwirkt, die in fluidischer Wirkverbindung mit einer Hydraulikmittelfördereinrichtung (25) steht, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikmittelfördereinrichtung (25) einen Druckraum (22) mit einem Volumen (36) begrenzt, das durch eine in den Druckraum (22) verlagerbare Wand (27) der Hydraulikmittelfördereinrichtung (25) unter Verdrängung von Hydraulikmittel aus dem Druckraum (22) in den Arbeitsraum (18) reduzierbar ist.
  2. Ventiltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Wand (27) als Verdrängerkolben (28) ausgebildet ist, der zumindest mittelbar von einem Schieber (29) der Hydraulikmittelfördereinrichtung (25) wenigstens in Vorhubrichtung (P) beaufschlagbar ist.
  3. Ventiltrieb nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Schieber (29) von einem elektromagnetischen Beaufschlagungsmittel (32) der Hydraulikmittelfördereinrichtung (25) wenigstens in Vorhubrichtung (P) verlagerbar ist.
  4. Ventiltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Gaswechselventil (3) zumindest einen Sekundärhub während einer Grundkreisphase (11) des Nockens (5) durchführt.
  5. Ventiltrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Gaswechselventil (3) ein Auslassventil der Brennkraftmaschine ist.
  6. Ventiltrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Gaswechselventil (3) ein Einlassventil der Brennkraftmaschine ist.
  7. Ventiltrieb nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass genau eine Hydraulikmittelfördereinrichtung (25) für mehrere gleichartige Ventiltriebe (1) eines Zylinders der Brennkraftmaschine gemeinsam vorgesehen ist.
  8. Ventiltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventiltrieb (1) über eine hydraulische Ventilspielausgleichsvorrichtung (15) verfügt.
  9. Ventiltrieb nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Arbeitsraum (18) der hydraulischen Hebeeinrichtung (19) identisch mit einem Ausgleichsraum (17) der Ventilspielausgleichsvorrichtung (15) ist.
  10. Ventiltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventiltrieb (1) als Schlepphebeltrieb (2) und die hydraulische Hebeeinrichtung (19) als Schwenklager (6) ausgebildet sind.
  11. Ventiltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Hydraulikmittel Schmieröl der Brennkraftmaschine ist.
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