EP1807609A1 - Ventiltrieb einer brennkraftmaschine - Google Patents

Ventiltrieb einer brennkraftmaschine

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EP1807609A1
EP1807609A1 EP05799247A EP05799247A EP1807609A1 EP 1807609 A1 EP1807609 A1 EP 1807609A1 EP 05799247 A EP05799247 A EP 05799247A EP 05799247 A EP05799247 A EP 05799247A EP 1807609 A1 EP1807609 A1 EP 1807609A1
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EP
European Patent Office
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valve
piston
hydraulic
end position
pressure chamber
Prior art date
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EP05799247A
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English (en)
French (fr)
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EP1807609B1 (de
Inventor
Volker Schmidt
Michael Berger
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler KG
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Publication date
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    • 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
    • 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
    • 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
    • F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
    • F01L1/14—Tappets; Push rods
    • F01L1/143—Tappets; Push rods for use with overhead camshafts
    • 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
    • F01L13/0015—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
    • 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
    • F01L2800/00—Methods of operation using a variable valve timing mechanism
    • F01L2800/10—Providing exhaust gas recirculation [EGR]

Definitions

  • the invention relates to a 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 and independent of the stroke of the cam stroke of a hydraulic force application device.
  • a piston of the force application device relative to a housing of the Kraftauf ⁇ bring means by time-variable supply of a pressure-adjustable hydraulic fluid from a hydraulic medium line in a pressure chamber formed by the piston and the housing from a first end position to a sau ⁇ th end position movable.
  • the piston of DE 101 56 309 A1 is designed as a stepped piston which displaces hydraulic means from a ring space located on the bottom of the cup with a cylindrical ring portion.
  • the braking of the piston on reaching the end position is to be generated by displacement of the Hydraulikmit ⁇ means from the annular space via guide gaps between the ring section and Ring ⁇ space.
  • such an embodiment requires double adjustments of the components, so that the hydraulic force application device is associated with considerable production and quality assurance effort and consequently high production costs.
  • the present invention is therefore the object of a valvetrain of the type mentioned in such a way that the disadvantages are avoided.
  • the pressure chamber should therefore be equipped with a hydraulically acting device, which allows both a targeted and the Viskosi ⁇ ity of the hydraulic fluid as independent as possible deceleration of the piston when reaching the final position. At the same time, rapid acceleration of the piston should be possible when leaving the end position.
  • the valvetrain should also be inexpensive to produce in a simple manner and under high-volume conditions. Summary of the invention
  • the object is achieved in that the pressure chamber is connected both via a shut-off means arranged in the housing and opening toward the pressure chamber and via at least one passage in the housing to the hydraulic fluid line.
  • the passage is at least partially obstructed due to overlapping by an outer circumferential surface of the piston in its first end position.
  • the present invention thus relates to a valve gear which can be produced cost-effectively and which makes it possible to superimpose the stroke of a cam and a stroke of a hydraulic force application device independent of the stroke of the cam on the gas exchange valve.
  • Crucial for the quality of the valve train function is the course of movement of the piston upon reaching and leaving the first end position. When reaching the first end position, it is desirable that the movement of the piston is rapidly decelerated from a high to a low speed in order to simultaneously ensure a gentle Auf ⁇ putting the gas exchange valve in its valve seat.
  • the hydraulic force application device should also be able to generate strokes on the gas exchange valve with a large time cross section, for which purpose a high speed of the piston between the first and the second end position is required.
  • the pressure chamber is connected via both the passage and a throttle cross section with the hydraulic medium line.
  • the throttle cross-section should be formed substantially in the form of a blind. Such a throttle cross-section produces a largely independent of the viscosity of the hydraulic fluid and thus a temperature above the operating temperature of the fuel engine enough uniform deceleration of the piston, while the passage can be designed consistently to a rapid emptying and filling of the pressure chamber out.
  • valve train according to the invention via a hydraulic valve clearance compensation device, which is in a hollow cylindrical recess of the piston angeord ⁇ net.
  • a hydraulic valve clearance compensation device which is in a hollow cylindrical recess of the piston angeord ⁇ net.
  • the pressure chamber according to claim 5 can also be vented via a drain line for the hydraulic medium when the piston reaches the second end position.
  • a drain line for the hydraulic medium when the piston reaches the second end position.
  • there is at least one outlet opening in the housing which is at most partially blocked by the outer circumferential surface of the piston when reaching the second end position and thus connects the pressure chamber with the drain line.
  • the blocking means is a ball check valve.
  • ball check valves have proven themselves in practice qu ⁇ times and are inexpensive to produce.
  • valve train is obtained according to claim 7, when the piston is arranged in a pivot bearing, the one
  • Swing lever pivotally stores.
  • a camshaft bearing compensating piston of the hydraulic valve lash adjuster is guided in the piston longitudinally movable. It is expedient according to claim 8 to integrate into the rocker arm a rotatably mounted roller as low-friction contact surface to the cam.
  • the valve train should also allow a secondary stroke of the gas exchange valve during a lift-free base circle phase of the cam. 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 an operation of the internal combustion engine with ho ⁇ mogener and self-igniting charge.
  • HCCI Homogeneous Charge Compression Ignition
  • the combustion process is essentially determined by controlling the charge composition and the charge temperature profile.
  • a very effective means for increasing the charge temperature is the increase of the residual gas content, ie the increase in the content of not sufficient flushed or purged and returned to the cylinder exhaust gas of the previous combustion cycle in the cylinder charge for the next combustion cycle.
  • the residual gas content must be fully variable to the operating point of the internal combustion engine, 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 an internal exhaust gas recirculation through conventional valve overlap or via a device for external exhaust gas recirculation.
  • the HCCI 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, high-precision and cylinder-specific dosing of the residual gas content is required.
  • the secondary stroke is carried out according to claim 10, preferably at an outlet valve.
  • exhaust gas which has already been ejected into the exhaust passage is sucked back into the combustion chamber via the then opened exhaust valve during the intake stroke of the internal combustion engine.
  • engine brake in particular for air-compressing internal combustion engines, for safety-relevant supplementation of the service brake.
  • Such engine brakes are usually used as a continuous brake in commercial vehicles and are based on the principle that the Schlepp ⁇ moment of the in-overrun and not fired internal combustion engine by increasing the charge exchange work can be significantly increased and the vehicle is braked.
  • 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.
  • the secondary stroke it may also be expedient, according to claim 11, for the secondary stroke to take place at an inlet valve.
  • exhaust gas is expelled into the intake passage in the exhaust stroke of the internal combustion engine when the intake valve is again opened and sucked back into the combustion chamber during the intake stroke.
  • the lubricating oil of the internal combustion engine is used according to claim 12 for the sake of simplicity. Conversely, however, it is also conceivable to use any other suitable fluids in a hydraulic fluid circuit, which would then have to be separated from the lubricating oil circuit of the internal combustion engine.
  • FIG. 1 shows the drag lever drive with the gas exchange valve closed, with a longitudinally-cut pivot bearing
  • FIG. 2 shows an enlarged view of the pivot bearing according to FIG. 1,
  • valve drive 1 is disclosed using the example of a drag lever drive 2 for an internal combustion engine.
  • a pivot bearing 4 which supports a drag lever 5 pivotably in the direction of actuation of a gas exchange valve 6.
  • a roller 7 rotatably mounted in the cam follower 5 serves as a low-friction contact surface 8 for a cam 9.
  • the cam 9 has a cam elevation phase 10, which generates a stroke on the gas exchange valve 6, and a stroke-free base circle phase 11.
  • the pivot bearing 4 is part of a hydraulic Kraftaufbringeinrich ⁇ device 12 and is shown in Figure 1 and enlarged in Figure 2 for a first end position "A" of a piston 13.
  • the gas exchange valve 6 is closed, since at the same time the cam 9 rests with its base circle phase 11 on the roller 7.
  • the piston 13 In an inner circumferential surface 14 of a cup-shaped housing 15, the piston 13 is guided longitudinally movably with an outer circumferential surface 16. In the first end position "A", an end face 17 of the piston 13 bears against a bottom 18 of the housing 15.
  • the bottom 18 has an indentation 19 for receiving a Ab ⁇ blocking means 20 for a located within the housing 15 pressure chamber 21 which is bounded by the end face 17 of the piston 13.
  • the Absperrmit ⁇ tel 20 is manufactured ⁇ det in this embodiment as a ball check valve 22 which opens to the pressure chamber 21 and see a hydraulic connection between at least one arranged in the bottom 18 of the housing 15 channel 23 and the pressure chamber 21 produces.
  • the channel 23 in turn is in hydraulic communication with a hydraulic medium line 24 opening into the recess 3. This is also part of the hydraulic force application device 12 and serves to supply the pressure chamber 21 with hydraulic fluid, its pressure via a hydraulic control device shown schematically "SP" is adjustable.
  • a further line 25 communicating with the hydraulic medium line 24 there is also connection to the pressure space 21 via one or more passages 26 opening into the inner casing surface 14 of the housing 15.
  • the passages 26 are partially or completely through in the first end position "A" of the piston 13 the outer circumferential surface 16 of the piston 13 is blocked.
  • the supply line 25 is preferably designed so that the hydraulic fluid line 24 is associated with an annular groove 27 in an outer circumferential surface 28 of the housing 15, wherein from the annular groove 27 and the ball check valve 22 leading to channel 23 emanates.
  • the pivot bearing 4 has in the illustrated embodiment, a hydraulic valve clearance compensation device 29 which is arranged in a hollow cylindrical recess 30 of the piston 13 and in a known manner a cam follower 5 overlapping balance piston 31 and a Hä ⁇ space 32, via a supply line 33 is assigned a Hydraulikstoff ⁇ supply "S-LA”.
  • the piston 13 is braked in the region of the second end position "B” by Antschmit ⁇ tel 37 again to a standstill.
  • an annular body 39 is inserted in a recess 38 of the housing 15, the inner diameter of which is smaller than that of the inner circumferential surface 14 of the housing 15.
  • Exceeding the second end position "B” of the piston 13 is prevented by a lower shoulder 40 of an annular groove 41 of the piston 13 abutting against the annular body 39.
  • the annular groove 41 is to be designed so wide that reaching the first end position "A" is not hindered by contact of an upper shoulder 42 of the annular groove 41 with the Ring ⁇ body 39.
  • annular body would move in an outer recess of the piston 13 with the piston 13 and strike in the second end position "B" against a shoulder of an annular groove 15 located in the housing.
  • a hydraulic braking of the piston 13 is possible by the outer circumferential surface 16 of the piston 13 in the region of the second end position "B" one or more outlet ports 43 releases the one serving as return "R" drain line 44 with the pressure chamber 21 ⁇ the.
  • the piston 13 automatically controls its second end position "B” by opening the outlet openings 43 just enough so that the volume of hydraulic fluid supplied into the pressure chamber 21 corresponds to the volume of hydraulic fluid discharged from the pressure chamber 21 into the drain line 44.
  • a return movement of the piston 13 in the direction of the first end position "A” begins when the hydraulic drive device "SP" allows a flow of hydraulic fluid from the pressure chamber 21.
  • the drainage of the hydraulic medium takes place - if necessary after closing the outlet openings 43 - only via the passages 26 and the supply line 25 into the hydraulic medium line 24, since the ball check valve 22 to the channel 23 is now closed.
  • the piston 13 is braked by its outer circumferential surface 16, the passages 26 closes successively.
  • a gentle placement of the end face 17 of the piston 13 on the bottom 18 of the housing 15 can be ensured that at least one of Passages 26 in the first end position "A" is not completely blocked and can escape only a small volume flow of the hydraulic fluid at a correspondingly reduced speed of the piston 13 from the pressure chamber 21.
  • a preferred alternative is the possibility of connecting the pressure chamber 21 to the supply line 25 via an orifice-shaped throttle cross-section 45.
  • a throttle cross-section 45 With the help of such a throttle cross-section 45, a largely independent of the viscosity of the hydraulic fluid deceleration of the piston 13 can be ensured upon reaching the first end position "A". So that the braking effect of the throttle cross-section 45 unfolds optimally, it is expedient to completely close the passages 26 already before reaching the first end position "A" by the outer circumferential surface 16 of the piston 13.
  • valve train 1 has been explained using the example of a Schlepphebelven ⁇ tiltriebs 2 with a pivot bearing 4 as a preferred embodiment.
  • the idea of the invention can equally be implemented in other valve operating designs, such as, for example, cup drives or push rod trenches.
  • the range of protection of the invention should also include valve trains, which can be switched over by coupling means in order selectively to transfer hoppers of a plurality of cams to the gas exchange valve 6 as a function of the coupling state. This applies equally to valve trains that continuously vary the stroke of the gas exchange valve 6 by means of a cam and other Verstellele ⁇ . List of reference numbers and symbols

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Ventiltrieb (1) einer Brennkraftmaschine zur Betätigung eines Gaswechselventils (6). Dessen Bewegung folgt einem Hub eines Nockens (9) sowie einem Hub einer hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung (12). Hierzu ist ein Kolben (13) der Kraftaufbringeinrichtung (12) durch Zufuhr eines im Druck einstellbaren Hydraulikmittels aus einer Hydraulikmittelleitung (24) in einen Druckraum (21) von einer ersten Endposition (A) bis zu einer zweiten Endposition (B) bewegbar. Der Druckraum (21) soll sowohl über ein in einem Gehäuse (15) angeordnetes und zum Druckraum (21) hin öffnendes Absperrmittel (20) als auch über wenigstens einen Durchtritt (26) im Gehäuse (15) mit der Hydraulikmittelleitung (24) verbunden sein. Dabei ist der Durchtritt (26) aufgrund Überdeckung durch eine Außenmantelfläche (16) des Kolbens (13) in dessen erster Endposition (A) zumindest teilweise versperrt.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft einen Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine zur Betätigung eines Gaswechselventils. Dessen Bewegung folgt einem Hub eines Nockens sowie einem zum Hub des Nockens überlagerten und vom Hub des Nockens unabhängigen Hub einer hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung. Hierzu ist ein Kolben der Kraftaufbringeinrichtung relativ zu einem Gehäuse der Kraftauf¬ bringeinrichtung durch zeitlich variable Zufuhr eines im Druck einstellbaren Hydraulikmittels aus einer Hydraulikmittelleitung in einen vom Kolben und vom Gehäuse gebildeten Druckraum von einer ersten Endposition bis zu einer zwei¬ ten Endposition bewegbar.
Hintergrund der Erfindung
Gattungsgemäße Ventiltriebe, bei denen sich der Hub des Gaswechselventils aus einer Überlagerung eines vom Nocken ausgehenden Hubs und eines vari¬ abel einstellbaren Hubs einer hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung, die vom Nocken unabhängig auf die Bewegung des Gaswechselventils einwirkt, zu¬ sammensetzt, sind im Stand der Technik bekannt. So beschreibt beispielswei¬ se die DE 101 56 309 A1 einen Tassenstößel-Ventiltrieb mit hydraulischer Kraftaufbringeinrichtung. Diese dient dazu, einen durch den Nocken erzeugten Hub einem vom Nocken unabhängigen Hub am Gaswechselventil zu überla¬ gern. 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 Tas¬ senstößels sowie in der Stößelführung der Brennkraftmaschine an eine im Druck bzw. Volumenstrom einstellbare Hydraulikversorgung angeschlossen.
In der ebenfalls gattungsgemäßen DE 43 18 293 A1 ist ein Schlepphebeltrieb mit einem Schwenklager vorgeschlagen, dessen Lagerpunkt für den Schlepp¬ hebel durch Absteuem von Hydraulikmittel aus dem Druckraum der Kraftauf- bringeinrichtung mittels eines Steuerventils absenkbar ist. Durch die Absen¬ kung des Lagerpunktes wird der Nockenhub kinematisch auf den Lagerpunkt und das Gaswechselventil aufgeteilt, so dass sich eine Reduzierung des auf das Gaswechselventil übertragenen Hubs ergibt.
Wenngleich mit den vorbenannten Ventiltrieben bereits eine weitgehend variab¬ le Beeinflussung des vom Nocken ausgehenden Ventilhubs möglich ist, wobei teilweise auch Mittel zum Abbremsen der Kolbenbewegung bei Erreichen der Endpositionen vorgesehen sind, haben die vorbekannten Systeme einige Nachteile. So ist der Kolben der DE 101 56 309 A1 als Stufenkolben ausgebil- det, der mit einem zylindrischen Ringabschnitt Hydraulikmittel aus einem am Tassenboden befindlichen Ringraum verdrängt. Das Abbremsen des Kolbens bei Erreichen der Endposition soll dabei durch Verdrängung des Hydraulikmit¬ tels aus dem Ringraum über Führungsspalte zwischen Ringabschnitt und Ring¬ raum erzeugt werden. Eine solche Ausgestaltung bedingt jedoch Doppelpas- sungen der Komponenten, so dass die hydraulische Kraftaufbringeinrichtung mit erheblichem Fertigungs- und Qualitätssicherungsaufwand und folglich ho¬ hen Herstellkosten verbunden ist. Überdies wird der Kolben daran gehindert, die Endposition mit hoher Beschleunigung und somit möglichst schnell zu ver¬ lassen, da der Ringraum über die engen Führungsspalte zunächst wieder mit Hydraulikmittel befüllt werden muss. In der DE 43 18 293 A1 befindet sich zwischen dem Gehäuse des Schwenklar gers und der Hydraulikmittelversorgung ein Kugelrückschlagventil. Dieses ist jedoch montageunfreundlich im Zylinderkopf der Brennkraftmaschine angeord¬ net und ist darüber hinaus prinzipbedingt im Durchfluss beschränkt. Insofern ist auch hier eine hohe Beschleunigung des Kolbens bei Verlassen seiner Endpo¬ sition nur eingeschränkt umsetzbar.
Als nachteilig bei beiden oben genannten Schriften ist ferner der von der Visko¬ sität und somit insbesondere von der Temperatur des Hydraulikmittels abhän- gige Abbremsverlauf des Kolbens bei Erreichen der Endposition anzusehen. Sowohl die Verdrängung des Hydraulikmittels über Ringspalte, wie sie in der DE 101 56 309 A1 vorgesehen sind, als auch die Verbindung des Druckraums mit einer relativ langen Drosselleitung gemäß der DE 43 18 293 A1 führt zu einer erheblichen Abhängigkeit des Abbremsverlaufs von der Viskosität des Hydraulikmittels. Diese Abhängigkeit ist jedoch keinesfalls erwünscht, zumal die sehr breite Betriebstemperaturspanne der Brennkraftmaschine zu extrem un¬ terschiedlichen und nur mit hohem elektrohydraulischen Steuerungsaufwand zu egalisierenden Abbremsverläufen des Kolbens führen würde.
Aufgabe der Erfindung
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, einen Ventiltrieb der eingangs genannten Art so fortzubilden, dass die aufgezeigten Nachteile vermieden werden. Der Druckraum soll also mit einer hydraulisch wirkenden Vorrichtung ausgestattet sein, die sowohl einen gezielten und von der Viskosi¬ tät des Hydraulikmittels möglichst unabhängigen Abbremsverlauf des Kolbens bei Erreichen der Endposition ermöglicht. Gleichzeitig soll eine schnelle Be¬ schleunigung des Kolbens bei Verlassen der Endposition realisierbar sein. Der Ventiltrieb soll ferner in einfacher Weise und unter Großserienbedingungen kostengünstig herstellbar sein. Zusammenfassung der Erfindung
Die Lösung dieser Aufgabe ergibt sich aus den Merkmalen des Anspruchs 1 , während vorteilhafte Weiterbildungen und Ausgestaltungen den Unteransprü- chen entnehmbar sind.
Demnach wird die Aufgabe dadurch gelöst, dass der Druckraum sowohl über ein im Gehäuse angeordnetes und zum Druckraum hin öffnendes Absperrmittel als auch über wenigstens einen Durchtritt im Gehäuse mit der Hydraulikmittel- leitung verbunden ist. Dabei ist der Durchtritt aufgrund Überdeckung durch eine Außenmantelfläche des Kolbens in dessen erster Endposition zumindest teil¬ weise versperrt.
Gegenstand der vorliegenden Erfindung ist somit ein kostengünstig herzustel- lender Ventiltrieb, der es ermöglicht, den Hub eines Nockens und einen vom Hub des Nockens unabhängigen Hub einer hydraulischen Kraftaufbringeinrich¬ tung am Gaswechselventil zu überlagern. Für die Güte der Ventiltriebsfunktion entscheidend ist dabei der Bewegungsverlauf des Kolbens bei Erreichen und bei Verlassen der ersten Endposition. Bei Erreichen der ersten Endposition ist es erstrebenswert, dass die Bewegung des Kolbens von einer hohen auf eine kleine Geschwindigkeit zügig abgebremst wird, um gleichzeitig ein sanftes Auf¬ setzen des Gaswechselventils in seinen Ventilsitz zu gewährleisten. Die hyd¬ raulische Kraftaufbringeinrichtung soll ferner Hübe am Gaswechselventil mit großem Zeitquerschnitt erzeugen können, wozu eine hohe Geschwindigkeit des Kolbens zwischen der ersten und der zweiten Endposition erforderlich ist.
Eine bevorzugte Ausgestaltung des Ventiltriebs sieht nach Anspruch 2 vor, dass der Druckraum sowohl über den Durchtritt als auch über einen Drossel¬ querschnitt mit der Hydraulikmittelleitung verbunden ist. Dabei soll der Drossel- querschnitt im wesentlichen blendenförmig ausgebildet sein. Ein derartiger Drosselquerschnitt erzeugt einen von der Viskosität des Hydraulikmittels weit¬ gehend unabhängigen und somit einen über der Betriebstemperatur der Brenn- kraftmaschine ausreichend gleichmäßigen Abbremsverlauf des Kolbens, wäh¬ rend der Durchtritt konsequent auf ein schnelles Entleeren und Befüllen des Druckraums hin ausgelegt werden kann.
In einer besonders zweckmäßigen Ausgestaltung gemäß Anspruch 3 verfügt der erfindungsgemäße Ventiltrieb über eine hydraulische Ventilspielausgleichs- vorrichtung, die in einer hohlzylindrischen Ausnehmung des Kolbens angeord¬ net ist. Hierdurch ist es sowohl möglich, die durch mechanisches Ventilspiel bedingten Steuerzeitenschwankungen der Brennkraftmaschine zu minimieren als auch die Bewegung des Kolbens mit derjenigen des Gaswechselventils zu synchronisieren. Diese Synchronisation begünstigt in erheblicher Weise einen gleichmäßigen Abbremsverlauf des Kolbens. So könnte umgekehrt ein großes mechanisches Ventilspiel dazu führen, dass der Kolben nicht rechtzeitig abge¬ bremst werden würde und folglich das Gaswechselventil mit hinsichtlich Ventil- triebsgeräusch und -verschleiß unzulässig hoher Geschwindigkeit auf seinen Ventilsitz aufschlagen würde.
Laut Anspruch 4 ist es vorteilhaft, die zweite Endposition des Kolbens durch Anschlagmittel zu definieren. Hierdurch wird zum einen ein Überschwingen des Kolbens über die zweite Endposition hinaus, wie es bei einer Fehlfunktion des Ventiltriebs beispielsweise aufgrund eines zu hohen Drucks in der Hydraulikmit¬ telleitung auftreten kann, wirkungsvoll verhindert. Zum anderen wird der Kolben gegen Herausfallen aus dem Gehäuse im noch nicht montierten Zustand des Ventiltriebs gesichert.
Zusätzlich oder alternativ zu diesem Anschlagmittel kann sich der Druckraum gemäß Anspruch 5 auch über eine Ablaufleitung für das Hydraulikmittel entlas¬ ten, wenn der Kolben die zweite Endposition erreicht. Hierzu befindet sich im Gehäuse wenigstens eine Auslassöffnung, die von der Außenmantelfläche des Kolbens bei Erreichen der zweiten Endposition höchstens teilweise versperrt ist und somit den Druckraum mit der Ablauf leitung verbindet. Vorteilhaft an dieser Ausgestaltung ist einerseits eine reduzierte mechanische Belastung der Anschlagmittel und andererseits die Möglichkeit, steifigkeitsmin- dernde Gasblasen im Hydraulikmittel aus dem Druckraum zu spülen.
Nach Anspruch 6 ist es vorteilhaft, wenn das Absperrmittel ein Kugelrück¬ schlagventil ist. Derartige Kugelrückschlagventile haben sich in der Praxis viel¬ fach bewährt und sind kostengünstig herstellbar.
Eine besonders bevorzugte Ausführung des Ventiltriebs ergibt sich nach An- spruch 7, wenn der Kolben in einem Schwenklager angeordnet ist, das einen
Schlepphebel schwenkbar lagert. Zu diesem Zweck ist ein den Schlepphebel lagernder Ausgleichskolben der hydraulischen Ventilspielausgleichsvorrichtung im Kolben längsbeweglich geführt. Dabei ist es nach Anspruch 8 zweckmäßig, in den Schlepphebel eine drehbar gelagerte Rolle als reibungsarme Anlaufflä- che zum Nocken zu integrieren.
Der Ventiltrieb soll gemäß Anspruch 9 auch einen Sekundärhub des Gaswech¬ selventils 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 ho¬ mogener und sich selbst zündender Ladung. Ein derartiges, auch als HCCI- Verfahren (Homogenous Charge Compression Ignition) bezeichnetes Brenn¬ verfahren ist sowohl bei selbst gezündeten Diesel-Brennkraftmaschinen als auch bei fremd gezündeten Otto-Brennkraftmaschinen zumindest im Teillastbe¬ trieb der Brennkraftmaschine hauptsächlich zum Zweck der Emissionsreduzie¬ rung einsetzbar. Der Verbrennungsablauf wird beim HCCI-Verfahren im We¬ sentlichen durch Steuerung der Ladungszusammensetzung und des Ladungs¬ temperaturverlaufs 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 Er¬ höhung des Restgasgehalts, d.h. die Erhöhung des Gehalts an nicht ausge- spültem oder ausgespültem und in den Zylinder wieder rückgeführten Abgas des vorhergehenden Verbrennungszyklus in der Zylinderladung für den nächs¬ ten Verbrennungszyklus. Dabei muss der Restgasgehalt auf den Betriebspunkt der Brennkraftmaschine vollvariabel angepasst werden können, wobei Rest- gasmengen von 60% der Zylinderladung und mehr erforderlich sein können. Restgasanteile können in dieser Höhe nicht mehr über eine interne Abgasrück¬ führung durch konventionelle Ventilüberschneidung oder über eine Einrichtung zur externen Abgasrückführung bereitgestellt werden. Überdies reagiert das HCCI-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 10 bevorzugt an einem Auslassventil. Im Falle der oben erläuterten Abgasrücksaugung wird bereits in den Auslass¬ kanal ausgeschobenes Abgas während des Ansaugtakts der Brennkraftma¬ schine über das dann nochmalig geöffnete Auslassventil in den Brennraum rückgesaugt. Demgegenüber besteht aber auch die Möglichkeit, den erfin- dungsgemäßen 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 Schlepp¬ moment der sich im Schubbetrieb befindlichen und nicht befeuerten Brenn- kraftmaschine 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 11 aber auch zweckmäßig sein, dass der Sekundärhub an einem Einlassventil erfolgt. In die¬ ser alternativen Ausgestaltung wird Abgas im Ausschiebetakt der Brennkraft¬ maschine bei nochmalig geöffnetem Einlassventil in den Einlasskanal ausge- schoben 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 Tem¬ peratur des Restgases vorteilhaft sein, sowohl Abgas aus dem Einlasskanal als auch aus dem Auslasskanal rückzusaugen.
Als Hydraulikmittel wird nach Anspruch 12 der Einfachheit halber das Schmieröl der Brennkraftmaschine verwendet. Denkbar ist demgegenüber aber auch die Verwendung beliebig anderer geeigneter Fluide in einem Hydraulikmittelkreis- lauf, der dann vom Schmierölkreislauf der Brennkraftmaschine zu separieren wäre.
Kurze Beschreibung der Zeichnung
Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Be¬ schreibung und aus den Zeichnungen, in denen ein Schlepphebeltrieb als Aus¬ führungsbeispiel des erfindungsgemäßen Ventiltriebs dargestellt ist. Es zeigen:
Figur 1 den Schlepphebeltrieb bei geschlossenem Gaswechsel- ventil mit einem längsgeschnittenen Schwenklager,
Figur 2 eine vergrößerte Darstellung des Schwenklagers gemäß Figur 1 ,
t Figur 3 den Schlepphebeltrieb gemäß Figur 1 bei geöffnetem Gas¬ wechselventil, Figur 4 eine vergrößerte Darstellung des Schwenklagers gemäß Figur 3.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
In den Figuren 1 bis 4 ist der erfindungsgemäße Ventiltrieb 1 am Beispiel eines Schlepphebeltriebs 2 für eine Brennkraftmaschine offenbart. Wie in Figur 1 dargestellt, befindet sich in einer hohlzylindrischen Ausnehmung 3 der Brenn- kraftmaschine ein Schwenklager 4, das einen Schlepphebel 5 in Betätigungs¬ richtung eines Gaswechselventils 6 schwenkbar lagert. Eine im Schlepphebel 5 drehbar gelagerte Rolle 7 dient als reibungsarme Anlauffläche 8 zu einem No¬ cken 9. Der Nocken 9 hat eine Nockenerhebungsphase 10, die einen Hub am Gaswechselventil 6 erzeugt, und eine hubfreie Grundkreisphase 11.
Das Schwenklager 4 ist Bestandteil einer hydraulischen Kraftaufbringeinrich¬ tung 12 und ist in Figur 1 sowie vergrößert in Figur 2 für eine erste Endposition "A" eines Kolbens 13 dargestellt. Das Gaswechselventil 6 ist dabei geschlos¬ sen, da gleichzeitig der Nocken 9 mit seiner Grundkreisphase 11 an der Rolle 7 anliegt.
In einer Innenmantelfläche 14 eines topfartigen Gehäuses 15 ist der Kolben 13 mit einer Außenmantelfläche 16 längsbeweglich geführt. In der ersten Endposi¬ tion "A" liegt eine Stirnfläche 17 des Kolbens 13 auf einem Boden 18 des Ge- häuses 15 an. Der Boden 18 hat eine Einformung 19 zur Aufnahme eines Ab¬ sperrmittels 20 für einen innerhalb des Gehäuses 15 befindlichen Druckraum 21 , der durch die Stirnfläche 17 des Kolbens 13 begrenzt wird. Das Absperrmit¬ tel 20 ist in diesem Ausführungsbeispiel als Kugelrückschlagventil 22 ausgebil¬ det, das zum Druckraum 21 hin öffnet und eine hydraulische Verbindung zwi- sehen wenigstens einem im Boden 18 des Gehäuses 15 angeordneten Kanal 23 sowie dem Druckraum 21 herstellt. Der Kanal 23 steht seinerseits in hydraulischer Verbindung mit einer in die Ausnehmung 3 mündenden Hydraulikmittelleitung 24. Diese ist ebenfalls Be¬ standteil der hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung 12 und dient zur Versor¬ gung des Druckraums 21 mit Hydraulikmittel, dessen Druck über eine schema- tisch dargestellte hydraulische Ansteuervorrichtung "S-P" einstellbar ist.
Über eine weitere mit der Hydraulikmittelleitung 24 kommunizierende Zuleitung 25 besteht über einen oder mehrere in die Innenmantelfläche 14 des Gehäuses 15 mündende Durchtritte 26 ebenfalls Verbindung zum Druckraum 21. Dabei sind die Durchtritte 26 in der ersten Endposition "A" des Kolbens 13 teilweise oder vollständig durch die Außenmantelfläche 16 des Kolbens 13 versperrt. Die Zuleitung 25 ist vorzugsweise so gestaltet, dass der Hydraulikmittelleitung 24 eine Ringnut 27 in einer Außenmantelfläche 28 des Gehäuses 15 zugeordnet ist, wobei von der Ringnut 27 auch der zum Kugelrückschlagventil 22 führende Kanal 23 ausgeht. Alternativ kann es selbstverständlich auch vorgesehen sein, eine gleichwirkende Ringnut in der Ausnehmung 3 anzuordnen.
Das Schwenklager 4 verfügt in dem dargestellten Ausführungsbeispiel über eine hydraulische Ventilspielausgleichsvorrichtung 29, die in einer hohlzylindri- sehen Ausnehmung 30 des Kolbens 13 angeordnet ist und in bekannter Weise einen den Schlepphebel 5 lagernden Ausgleichskolben 31 und einen Arbeits¬ raum 32 aufweist, dem über eine Versorgungsleitung 33 eine Hydraulikmittel¬ versorgung "S-LA" zugeordnet ist.
Um eine unerwünschte Beabstandung einer dem Schlepphebel 5 abgewandten Stirnseite 34 des Gehäuses 15 zu einem Grund 35 der Ausnehmung 3 infolge dazwischen aufgestauten Hydraulikmittels zu vermeiden, ist der Grund 35 über eine Entlastungsleitung 36 mit einem drucklosen oder druckarmen Reservoir "T" verbunden. Durch die druckentlastende Wirkung der Entlastungsleitung 36 ist es .also nicht erforderlich, das Gehäuse 15 gegen unerwünschte Längsbe¬ wegung infolge aufgestauten Hydraulikmittels in der Ausnehmung 3 der Brenn¬ kraftmaschine zu sichern. In den Figuren 3 und 4 befindet sich der Kolben 13 in einer zweiten Endposition "B" und das Gaswechselventil 6 ist geöffnet, wobei der Nocken 9 nach wie vor mit seiner Grundkreisphase 11 die Rolle 7 kontaktiert. Die Bewegung des Kol¬ bens 13 von der ersten Endposition "A" in die zweite Endposition "B" ist im FoI- genden mit Bezug auf Figur 4 beschrieben. Der Kolben 13 verlässt die erste Endposition "A" mit hoher Beschleunigung, indem zunächst ein Hauptvolumen- strom druckbeaufschlagten Hydraulikmittels aus der Hydraulikmittelleitung 24 über den Kanal 23 bei geöffnetem Kugelrückschlagventil 22 in den Druckraum
21 gelangt. Bei der weiteren Bewegung des Kolbens 13 werden die Durchtritte 26 sukzessiv von der Außenmantelfläche 16 des Kolbens 13 freigegeben, so dass dann das Hydraulikmittel widerstandsarm über das Kugelrückschlagventil
22 und gleichzeitig über die Zuleitung 25 und über die Durchtritte 26 in den Druckraum 21 gelangen kann. Das widerstandsarme Zuströmen des Hydrau¬ likmittels in den Druckraum 21 erzeugt eine hohe Geschwindigkeit des Kolbens 13, so dass folglich die zweite Endposition "B" in kurzer Zeit erreicht wird. Dies ist besonders bei hohen Drehzahlen der Brennkraftmaschine vorteilhaft, um auch dann einen großen Zeitquerschnitt des von der hydraulischen Kraftauf¬ bringeinrichtung 12 erzeugten Hub am Gaswechselventil 6 zu realisieren.
Der Kolben 13 wird im Bereich der zweiten Endposition "B" durch Anschlagmit¬ tel 37 wieder bis zum Stillstand abgebremst. Als Beispiel für ein solches An¬ schlagmittel 37 ist in einem Einstich 38 des Gehäuses 15 ein Ringkörper 39 eingelegt, dessen Innendurchmesser kleiner als desjenigen der Innenmantel¬ fläche 14 des Gehäuses 15 ist. Ein Überschreiten der zweiten Endposition "B" des Kolbens 13 wird dadurch verhindert, dass ein unterer Absatz 40 einer Ringnut 41 des Kolbens 13 gegen den Ringkörper 39 anschlägt. Die Ringnut 41 ist dabei so breit zu gestalten, dass das Erreichen der ersten Endposition "A" nicht durch Kontakt eines oberen Absatzes 42 der Ringnut 41 mit dem Ring¬ körper 39 behindert wird. Als nicht dargestellte Variante eines gleichwirkenden Anschjagmittels ist ebenfalls eine umgekehrte Anordnung denkbar. Dabei würde sich ein Ringkörper in einem Außeneinstich des Kolbens 13 mit dem Kolben 13 mitbewegen und in der zweiten Endposition "B" gegen einen Absatz einer im Gehäuse 15 befindlichen Ringnut anschlagen.
Alternativ oder ergänzend ist auch ein hydraulisches Abbremsen des Kolbens 13 möglich, indem die Außenmantelfläche 16 des Kolbens 13 im Bereich der zweiten Endposition "B" eine oder mehrere Auslassöffnungen 43 freigibt, die eine als Rücklauf "R" dienende Ablaufleitung 44 mit dem Druckraum 21 verbin¬ den. Der Kolben 13 regelt in diesem Fall also seine zweite Endposition "B" selbsttätig, indem er die Auslassöffnungen 43 gerade so weit öffnet, dass das in den Druckraum 21 zugeführte Hydraulikmittelvolumen dem aus dem Druck¬ raum 21 in die Ablaufleitung 44 abgeführten Hydraulikmittelvolumen entspricht.
Es sei an dieser Stelle jedoch ausdrücklich erwähnt, dass die Variabilität der hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung hinsichtlich des Hubs des Kolbens 13 nicht dadurch limitiert ist, dass der Kolben 13 die zweite Endposition "B" errei¬ chen muss. Vielmehr ist es durch geeignete Ansteuerung der hydraulischen Ansteuervorrichtung "S-P" möglich, dass der Kolben 13 in jeder beliebigen Po¬ sition zwischen der ersten Endposition "A" und der zweiten Endposition "B" zum Stillstand kommt, um anschließend zur Endposition "A", wie nachfolgend be¬ schrieben, zurückzukehren.
Eine Rückbewegung des Kolbens 13 in Richtung der ersten Endposition "A" beginnt dann, wenn die hydraulische Ansteuervorrichtung "S-P" einen Ablauf des Hydraulikmittels aus dem Druckraum 21 gestattet. Der Ablauf des Hydrau¬ likmittels erfolgt -gegebenenfalls nach Verschließen der Auslassöffnungen 43- lediglich über die Durchtritte 26 und die Zuleitung 25 in die Hydraulikmittellei¬ tung 24, da das Kugelrückschlagventil 22 zum Kanal 23 jetzt geschlossen ist. Kurz vor Erreichen der ersten Endposition "A" wird der Kolben 13 abgebremst, indem seine Außenmantelfläche 16 die Durchtritte 26 sukzessiv verschließt. Ein sanftes Aufsetzen der Stirnfläche 17 des Kolbens 13 auf den Boden 18 des Gehäuses 15 kann dadurch gewährleistet werden, dass wenigstens einer der Durchtritte 26 in der ersten Endposition "A" nicht vollständig versperrt ist und nur einen kleinen Volumenstrom des Hydraulikmittels bei entsprechend redu¬ zierter Geschwindigkeit des Kolbens 13 aus dem Druckraum 21 entweichen lässt.
Eine bevorzugte Alternative besteht in der Möglichkeit, den Druckraum 21 über einen blendenförmigen Drosselquerschnitt 45 mit der Zuleitung 25 zu verbin¬ den. Mit Hilfe eines solchen Drosselquerschnitts 45 kann ein von der Viskosität des Hydraulikmittels weitgehend unabhängiger Abbremsverlauf des Kolbens 13 bei Erreichen der ersten Endposition "A" gewährleistet werden. Damit sich die Bremswirkung des Drosselquerschnitts 45 optimal entfaltet, ist es zweckmäßig die Durchtritte 26 bereits vor Erreichen der ersten Endposition "A" durch die Außenmantelfläche 16 des Kolbens 13 vollständig zu verschließen.
Der erfindungsgemäße Ventiltrieb 1 wurde am Beispiel eines Schlepphebelven¬ tiltriebs 2 mit einem Schwenklager 4 als bevorzugte Ausführungsform erläutert. Der Erfindungsgedanke lässt sich jedoch gleichermaßen in anderen Ventil- triebsbauformen, wie beispielsweise bei Tassentrieben oder Stößelstangentrie¬ ben umsetzen. Vom Schutzbereich der Erfindung sollen ferner auch Ventiltrie- be umfasst sein, die durch Koppelmittel umschaltbar ausgebildet sind, um Hü¬ be mehrerer Nocken in Abhängigkeit vom Koppelzustand selektiv auf das Gas¬ wechselventil 6 zu übertragen. Dies gilt gleichermaßen für Ventiltriebe, die den Hub des Gaswechselventils 6 mittels einem Nocken und weiteren Verstellele¬ menten kontinuierlich variieren. Liste der Bezugszahlen und -zeichen
1 Ventiltrieb
2 Schlepphebeltrieb
3 Ausnehmυng
4 Schwenklager
5 Schlepphebel
6 Gaswechselventil
7 Rolle
8 Anlauffläche
9 Nocken
10 Nockenerhebungsphase
11 Grundkreisphase
12 Kraftaufbringeinrichtung
13 Kolben
14 Innenmantelfläche
15 Gehäuse
16 Außenmantelfläche
17 Stirnfläche
18 Boden
19 Einformung
20 Absperrmittel
21 Druckraum
22 Kugelrückschlagventil
23 Kanal
24 Hydraulikmittelleitung
25 Zuleitung
26 Durchtritt
27 Ringnut
28 Außenmantelfläche
29 Ventilspielausgleichsvorrichtung
30 Ausnehmung 31 Ausgleichskolben
32 Arbθitsraum
33 Versorgungsleitung
34 Stirnseite
35 Grund
36 Entlastungsleitung
37 Anschlagmittel
38 Einstich
39 Ringkörper
40 unterer Absatz
41 Ringnut
42 oberer Absatz
43 Auslassöffnung
44 Ablaufleitung
45 Drosselquerschnitt
A erste Endposition
B zweite Endposition
S-P Ansteuervorrichtung
S-LA Hydraulikmittelversorgung
T Reservoir
R Rücklauf

Claims

Patentansprüche
1. Ventiltrieb (1) einer Brennkraftmaschine zur Betätigung eines Gaswech¬ selventils (6), dessen Bewegung einem Hub eines Nockens (9) sowie ei- nem dem Hub des Nockens (9) überlagerten und vom Hub des Nockens
(9) unabhängigen Hub einer hydraulischen Kraftaufbringeinrichtung (12) folgt, indem ein Kolben (13) der Kraftaufbringeinrichtung (12) relativ zu einem Gehäuse (15) der Kraftaufbringeinrichtung (12) durch zeitlich va¬ riable Zufuhr eines im Druck einstellbaren Hydraulikmittels aus einer Hydraulikmittelleitung (24) in einen vom Kolben (13) und vom Gehäuse
(15) gebildeten Druckraum (21) von einer ersten Endposition (A) bis zu einer zweiten Endposition (B) bewegbar ist, dadurch gekennzeichnet dass der Druckraum (21) sowohl über ein im Gehäuse (15) angeordne¬ tes und zum Druckraum (21) hin öffnendes Absperrmittel (20) als auch über wenigstens einen Durchtritt (26) im Gehäuse (15) mit der Hydrau¬ likmittelleitung (24) verbunden ist, wobei der Durchtritt (26) aufgrund LJ- berdeckung durch eine Außenmantelfläche (16) des Kolbens (13) in dessen erster Endposition (A) zumindest teilweise versperrt ist.
2. Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Druck¬ raum (21) zusätzlich über zumindest einen Drosselquerschnitt (45) mit der Hydraulikmittelleitung (24) verbunden ist, wobei der Drosselquer¬ schnitt (45) im wesentlichen blendenförmig ausgebildet ist.
3. Ventiltrieb nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (13) eine hohlzylindrische Ausnehmung (30) aufweist, in der eine hydraulische Ventilspielausgleichsvorrichtung (29) angeordnet ist.
4. * Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Endposition (B) des Kolbens (13) durch Anschlagmittel (37) definiert ist.
5. Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Ge¬ häuse (15) über wenigstens eine Auslassöffnung (43) verfügt, die den Druckraum (21) mit einer Ablaufleitung (44) für das Hydraulikmittel ver¬ bindet, wenn in der zweiten Endposition (B) des Kolbens (13) die Aus- lassöffnung (43) aufgrund Überdeckung durch die Außenmantelfläche
(16) des Kolbens (13) höchstens teilweise versperrt ist.
6. Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Ab¬ sperrmittel (20) ein Kugelrückschlagventil (22) ist.
7. Ventiltrieb nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (13) in einem Schwenklager (4) angeordnet ist, das einen Schlepphebel (5) auf einem im Kolben (13) längsbeweglich geführten Ausgleichskol¬ ben (31) der hydraulischen Ventilspielausgleichsvorrichtung (29) schwenkbar lagert.
8. Ventiltrieb nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass in den Schlepphebel (5) eine drehbar gelagerte Rolle (7) als Anlauffläche (8) zum Nocken (9) integriert ist.
9. Ventiltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Gas¬ wechselventil (6) zumindest einen Sekundärhub während einer Grund¬ kreisphase (11) des Nockens (9) durchführt.
10. Ventiltrieb nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Gas¬ wechselventil (6) ein Auslassventil der Brennkraftmaschine ist.
11. Ventiltrieb nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Gas-
• wechselventil (6) ein Einlassventil der Brennkraftmaschine ist.
12. Ventiltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Hyd¬ raulikmittel Schmieröl der Brennkraftmaschine ist.
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