JP2001254611A - Hydraulic-operated device of exhaust valve in internal combustion engine - Google Patents
Hydraulic-operated device of exhaust valve in internal combustion engineInfo
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、内燃機関内の排気
弁と、制御弁を介して高圧の液圧流体供給源に又は戻り
管に選択的に接続することのできるポートを有する弁ポ
ンプ内の圧力チャンバと、弁ポンプ内にあって、排気弁
の主軸と接続状態に配置された液圧アクチュエータ内の
圧力チャンバと圧力導管を介して連通する液圧容積から
圧力チャンバを分離するサーボピストンとを液圧的に作
動させる、装置に関する。The present invention relates to a valve pump having an exhaust valve in an internal combustion engine and a port which can be selectively connected to a high pressure hydraulic fluid supply via a control valve or to a return pipe. And a servo piston for separating the pressure chamber from a hydraulic volume in the valve pump, which communicates via a pressure conduit with a pressure chamber in a hydraulic actuator disposed in connection with the main shaft of the exhaust valve. To hydraulically actuate the device.
【０００２】[0002]
【従来の技術】国際出願第９８／５７０４８号には、排
気弁の主軸の伸長部内に配置されたアクチュエータが圧
力チャンバを有し、この圧力チャンバが、圧力導管を介
して、高圧の液圧流体に対する分配器ブロックの上面に
おける制御ポートと接続された、内燃機関用の液圧作動
式の排気弁が記載されている。分配器ブロック上に取り
付けたオン／オフ制御弁によって、制御ポートは、１
２，５００ｋＰａ（１２５バール）乃至３２，５００ｋ
Ｐａ（３２５バール）のような高圧のポンプステーショ
ンから供給される液圧流体に対する供給導管と直接、接
続可能である。実際には、分配器ブロックにおける制御
ポートと排気弁のアクチュエータとの間の圧力導管内に
サーボピストンを有する弁ポンプを介在させることが更
に公知である。BACKGROUND OF THE INVENTION In WO 98/57048, an actuator arranged in an extension of the main shaft of an exhaust valve has a pressure chamber, which is connected via a pressure conduit with a high-pressure hydraulic fluid. A hydraulically actuated exhaust valve for an internal combustion engine connected to a control port on the upper surface of the distributor block is described. With an on / off control valve mounted on the distributor block, the control port is 1
2,500 kPa (125 bar) to 32,500 k
It can be connected directly to the supply conduit for hydraulic fluid supplied from a high pressure pump station, such as Pa (325 bar). In practice, it is further known to interpose a valve pump with a servo piston in the pressure conduit between the control port in the distributor block and the actuator of the exhaust valve.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】しかし、排気弁を作動
させる従来技術の装置は、弁アクチュエータと分配器ブ
ロックとの間にて弁アクチュエータ及び液圧構成要素の
双方に極めて大きい負荷を加え、非戻り弁、シール及び
圧力導管の取り付けねじのような、特定の構成要素が望
ましくない程、急速に磨耗することが判明している。However, prior art devices for actuating an exhaust valve place a very large load between the valve actuator and the distributor block on both the valve actuator and the hydraulic components, causing a non- It has been found that certain components, such as return valves, seals and pressure conduit mounting screws, wear out undesirably quickly.
【０００４】本発明の目的は、弁を正確に制御しつつ、
上述した不利益な点を解決する排気弁の液圧作動装置を
提供することである。[0004] It is an object of the present invention to accurately control a valve while
It is an object of the present invention to provide a hydraulic device for an exhaust valve which solves the above-mentioned disadvantages.
【０００５】[0005]
【課題を解決するための手段】このことに鑑みて、この
装置は、サーボピストンが、その内部にて同軸状に変位
可能である第一のサーボピストンと、第二のサーボピス
トンとを備えることと、開始位置において、第二のサー
ボピストンが、ポートから圧力チャンバへの液圧流体の
流れを制限することとを特徴とする。SUMMARY OF THE INVENTION In view of the above, the present device comprises a servo piston having a first servo piston and a second servo piston which are coaxially displaceable therein. And, in the starting position, the second servo piston restricts the flow of hydraulic fluid from the port to the pressure chamber.
【０００６】排気弁内の弁ディスクをその弁座から持ち
上げるためには、燃焼チャンバ内の弁ディスクに加わる
ガス圧力を上廻らなければならないため、更に大きい力
が必要となる。第一のサーボピストンが大きい直径であ
るようにすることは、弁の開放動作の第一の部分におい
て寄与し、一方第二のサーボピストンが開始位置にて圧
力チャンバへの液圧流体の流れを制限するのを許容し、
弁ポンプからアクチュエータへの圧力導管内の圧力を制
御すると同時に、その圧力を極めて顕著に上昇させるこ
とを可能にすることに役立つ。このことは、圧力導管及
びアクチュエータ内の圧力の変動が制御されないことに
起因する不利益な点を軽減し又は防止し、このため、液
圧構成要素の有効寿命は大幅に長くなる。更に、排気弁
は極めて急速に開放し、また、簡単で且つ極めて急速に
作動する制御弁によって開放時期を極めて正確に制御す
ることができる。In order to lift the valve disc in the exhaust valve from its valve seat, the gas pressure applied to the valve disc in the combustion chamber must be exceeded, requiring a greater force. Having the first servo piston be a large diameter contributes in the first part of the valve opening movement, while the second servo piston directs the flow of hydraulic fluid to the pressure chamber at the starting position. Allow to limit,
It serves to control the pressure in the pressure conduit from the valve pump to the actuator, while at the same time making it possible to raise that pressure very significantly. This mitigates or prevents the disadvantages of uncontrolled pressure fluctuations in the pressure conduit and the actuator, thus greatly increasing the useful life of the hydraulic components. In addition, the exhaust valve opens very quickly, and the opening timing can be controlled very precisely by a simple and very fast-acting control valve.
【０００７】排気弁が開放する第一の部分の間、圧力チ
ャンバ内のサーボピストンの有効面積は大きく、その結
果、排気弁における開放力は大きくなるが、第二のピス
トンの動作の導入段階の間、ピストンがその開始位置か
ら動く迄、圧力チャンバへの液圧流体の流れは制限され
るため、この力の蓄積は抑制された仕方にて行なわれ
る。[0007] During the first part of the opening of the exhaust valve, the effective area of the servo piston in the pressure chamber is large, so that the opening force at the exhaust valve is large, but during the introduction phase of the operation of the second piston. During this time, the flow of hydraulic fluid into the pressure chamber is restricted until the piston moves from its starting position, so that the accumulation of this force takes place in a suppressed manner.
【０００８】弁ディスクが弁座から持ち上げられると直
ちに、その残りの開放動作に対して必要な力は実質的に
より小さくなる。このため、その後、この残る開放動作
部分をより小径の第二のサーボピストンが単独で行なう
ようにすることは、アクチュエータに作用する液圧圧力
が小さくなる点にて有利なことである。As soon as the valve disc is lifted from the valve seat, the force required for its remaining opening operation is substantially smaller. For this reason, it is advantageous that the second servo piston having a smaller diameter solely performs the remaining opening operation portion thereafter since the hydraulic pressure acting on the actuator becomes smaller.
【０００９】１つの有利な実施の形態において、圧力チ
ャンバ内の第二のサーボピストンは、開始位置におい
て、ポート内に配置される、軸方向に突き出す流れ制限
部材を有している。圧力チャンバへの液圧流体の流れが
制限されたとき、開始位置にて、ポート内に配置された
流れ制限部材の長さを調節し、望ましくない程に大きい
圧力変動を生じさせることなく、可能な限り迅速に、ア
クチュエータ内の開放力がその最大の値に達するように
することにより、導入段階の持続時間を調整することが
可能となる。更に、制御された排気弁の開放順序に対し
て第二のサーボ弁を変位させることにより、適度の迅速
さで圧力チャンバへの流れが加速されるように、流れ制
限部材の断面積をポートの断面積に関係した形状とする
ことができる。In one advantageous embodiment, the second servo piston in the pressure chamber has, in a starting position, an axially projecting flow restricting member arranged in the port. When the flow of hydraulic fluid into the pressure chamber is restricted, at the starting position, the length of the flow restricting member located in the port can be adjusted without causing undesirably large pressure fluctuations. By making the opening force in the actuator reach its maximum value as quickly as possible, it is possible to adjust the duration of the introduction phase. Further, by displacing the second servo valve with respect to the controlled opening sequence of the exhaust valve, the cross-sectional area of the flow restricting member is adjusted so that the flow to the pressure chamber is accelerated with a moderate speed. The shape can be a shape related to the cross-sectional area.
【００１０】更なる好ましい実施の形態において、前記
ポートは、円筒状穴により形成され、前記流れ制限部材
は円筒（円柱）状ピンにより形成される。この設計は、
製造及び取り付けの点にて簡単であり、弁が開放する間
の流れ順序を適切なものとする。このようにして、ピン
がポート内に配置されている限り、該ピンとポートとの
間の流れ制限通路の断面積は一定であるが、弁が開放す
る間、ピンの軸方向へのこの通路の長さは縮小し、この
ため、流れ制限効果も低下する。このように、この流れ
順序は、ピンの長さを変化させ且つピンとポートとの間
の直径の差を変化させることにより調節することができ
る。[0010] In a further preferred embodiment, the port is formed by a cylindrical hole and the flow restricting member is formed by a cylindrical (cylindrical) pin. This design is
It is simple in terms of manufacture and installation, and makes the flow sequence appropriate while the valve is open. In this way, as long as the pin is located in the port, the cross-sectional area of the flow restriction passage between the pin and the port is constant, but while the valve is open, the passage in the axial direction of the pin is The length is reduced, and therefore the flow restriction effect is also reduced. Thus, the flow sequence can be adjusted by changing the length of the pin and changing the difference in diameter between the pin and the port.
【００１１】円筒（円柱）状ピンは、圧力チャンバ内の
サーボピストンの総有効ピストン表面積の０．７倍、好
ましくは、０．５倍、小さい直径であり、また、第一の
サーボピストンの移動距離の０．７倍、好ましくは、
０．５倍、短い長さであることが好ましい。The cylindrical pin has a diameter 0.7 times, preferably 0.5 times, the total effective piston surface area of the servo piston in the pressure chamber and the movement of the first servo piston. 0.7 times the distance, preferably
Preferably, the length is 0.5 times shorter.
【００１２】更なる好ましい実施の形態において、ポー
トがブッシュに同軸状に形成され、該ブッシュは、弁ポ
ンプ内の圧力チャンバの端部壁内のサーボピストンに対
して中心位置に設定され且つ高圧の液圧流体に対して分
配器ブロック内にねじ込まれ、またブッシュは、分配器
ブロックの周縁面と密封可能に当接する周端面を有して
いる。このことは、分配器ブロック内の高圧の液圧流体
に対する供給通路と弁ポンプの圧力チャンバに開放する
ポートとの間にて密封リングのような別個の密封部材を
不要にし、また、装置はより長寿命となる。分配器ブロ
ックのオン／オフ制御弁が開放したとき、その開始位置
において、第二のサーボピストンがポート開口部から圧
力チャンバへの液圧流体の流れを制限するため、この領
域内にて直ちに極度の圧力上昇が生じ、このため、この
領域内の密封効果の条件が極めて厳しくなる。ブッシュ
は、弁ポンプハウジングを分配器ブロックに対して中心
位置が設定された状態に保つという更なる利点を有す
る。分配器ブロックは極めて大きいため、ブロックの上
面に凹部を形成するよりもブッシュに対するねじ穴を穿
孔することの方がより簡単である。In a further preferred embodiment, the port is formed coaxially with a bush, which bush is set centrally with respect to the servo piston in the end wall of the pressure chamber in the valve pump and has a high pressure. The bushing is screwed into the distributor block for hydraulic fluid and has a peripheral end surface that sealingly abuts the peripheral surface of the distributor block. This eliminates the need for a separate sealing member, such as a sealing ring, between the supply passage for high pressure hydraulic fluid in the distributor block and the port opening to the pressure chamber of the valve pump, and the device is more Long life. When the on / off control valve of the distributor block opens, in its starting position, the second servo piston immediately restricts the flow of hydraulic fluid from the port opening to the pressure chamber, so that an extreme Pressure rise, which makes the conditions of the sealing effect in this region very severe. The bush has the further advantage of keeping the valve pump housing centered with respect to the distributor block. Because the distributor block is very large, it is easier to drill a threaded hole for the bush than to form a recess in the top surface of the block.
【００１３】該ブッシュの別の有利な点は、弁ポンプを
分解した後、該弁ポンプが分配器ブロックからある距離
だけ突き出し、このようにして、ポートと分配器ブロッ
クの上面（汚染した液圧流体が溜まる可能性のある）と
の間に障壁が形成される点である。ポートと接続された
制御弁は埃による影響を比較的受け易い。日常的な手順
である、ピストンの分解時、アクチュエータに対する圧
力導管が除去され、また幾つかの場合、弁ポンプのよう
な分配器ブロックの頂部における構成要素を除去し、ま
た、この場合、ポート、従って制御弁をその手順の間に
汚染しないように保護することが有利である。Another advantage of the bush is that after disassembly of the valve pump, the valve pump projects a certain distance from the distributor block, and thus the port and the upper surface of the distributor block (contaminated hydraulic pressure). (Where fluid may accumulate). The control valve connected to the port is relatively susceptible to dust. During a routine procedure, disassembly of the piston, the pressure conduit to the actuator is removed and in some cases components at the top of the distributor block, such as a valve pump, are removed and, in this case, ports, It is therefore advantageous to protect the control valve from contamination during the procedure.
【００１４】ポートから圧力チャンバへの液圧流体の制
御された流れを許容する通路が第二のサーボピストン及
び弁ポンプの壁の双方又はその何れか一方に形成され
る。かかる通路は、流れ制限部材とポートとの間の空隙
に置換し、また、かかる空隙と組み合わせることができ
る。空隙に代えて、通路を使用することは、流れ制限効
果が液圧流体の粘度、従って流体温度から実質的に独立
的であることを許容する。A passage is formed in the second servo piston and / or the wall of the valve pump to allow a controlled flow of hydraulic fluid from the port to the pressure chamber. Such a passage may replace and be combined with a gap between the flow restriction member and the port. The use of passages instead of voids allows the flow restricting effect to be substantially independent of the viscosity of the hydraulic fluid, and thus the fluid temperature.
【００１５】流れ制限通路は、流れ制限効果が通路内の
流動方向に依存するような漏斗状形状の断面とすること
ができる。このことは、弁が閉じるとき、その開放時と
異なる流れが望まれる場合に有利であろう。[0015] The flow restriction passage may be funnel-shaped in cross-section such that the flow restriction effect depends on the flow direction in the passage. This may be advantageous if a different flow is desired when the valve is closed than when it is opened.
【００１６】[0016]
【実施の形態】次に、概略図的な図面を参照しつつ、実
施の形態に関して本発明を以下により詳細に説明する。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS The invention will now be described in more detail with reference to an embodiment, with reference to the schematic drawings, in which: FIG.
【００１７】図１には、ユニフロー掃気型シリンダ１が
図示され、排気弁２がシリンダカバー３内で該シリンダ
１の頂部の中央に取り付けられている。膨張行程の終了
時、シリンダ１内のガス圧力による力を上廻ることによ
り排気弁が開放する。この開放は、例えば、１，０００
ｋＰａ（約１０バール）のような過圧力に対して行なわ
れるようにすることができる。排気弁は、ピストンが空
圧ばね４又は液圧駆動装置により上方に駆動される上方
動作中に、再度、閉じる。FIG. 1 shows a uniflow scavenging type cylinder 1, and an exhaust valve 2 is mounted in a cylinder cover 3 at the center of the top of the cylinder 1. At the end of the expansion stroke, the exhaust valve opens by exceeding the force due to the gas pressure in the cylinder 1. This opening is, for example, 1,000
It can be done for overpressures such as kPa (about 10 bar). The exhaust valve closes again during the upward movement in which the piston is driven upward by the pneumatic spring 4 or the hydraulic drive.
【００１８】排気弁の耐久性及び燃焼チャンバ内の燃焼
状態、従って、エンジンの効率を好ましい程に正確に制
御し得ることに鑑みるならば、弁２の開放は、好ましい
程、正確に制御することが可能である。In view of the durability of the exhaust valve and the condition of the combustion in the combustion chamber, and thus the efficiency of the engine, which can be controlled as precisely as possible, the opening of the valve 2 should be controlled as precisely as possible. Is possible.
【００１９】内燃機関は、２１０乃至１１００ｍｍの範
囲のシリンダボアを有し、また、中速４行程エンジンと
することができるが、典型的に、船の推進エンジン又は
発電所の据え置き型駆動装置である、低速２行程クロス
ヘッドエンジンとすることも可能である。このエンジン
は、シリンダ当たりの出力が４００ｋＷ乃至５５００ｋ
Ｗの多くのサイズにて設計することができるが、全負荷
時、５０乃至６００ｒｐｍ、典型的に、最大３００ｒｐ
ｍの速度であるようにすることができる。The internal combustion engine has a cylinder bore in the range of 210 to 1100 mm and can be a medium speed four stroke engine, but is typically a stationary drive for a ship propulsion engine or power plant. It is also possible to use a low-speed two-stroke crosshead engine. This engine has an output per cylinder of 400kW to 5500k
It can be designed in many sizes of W, but at full load 50-600 rpm, typically up to 300 rpm
m.
【００２０】排気弁２は、液圧的に駆動され且つ幾つか
の段を備えることのできるアクチュエータ５によって開
放される。アクチュエータ５内の圧力チャンバは、圧力
導管６を介して弁ポンプ８における上側接続部７と連通
している。弁ポンプ８は、コンソール１０により支持さ
れた分配器ブロック９の頂部に取り付けられる。弁ポン
プ８は、分配器ブロック９上における高圧の液圧流体用
の排出ポートと連通している。該コンソールは、例え
ば、１２，５００ｋＰａ（１２５バール）乃至３２，５
００ｋＰａ（３２５バール）の範囲内の圧力にて、図示
しないポンプステーションから液圧流体が供給される、
液圧流体用の高圧導管１１と接続される。この圧力は、
一定とすることができるが、エンジン負荷に対し調節可
能であることが好ましい。ポンプステーションには、貯
蔵タンクから液圧流体を供給することができ、また、液
圧流体は、例えば、標準的な液圧油でよいが、エンジン
の潤滑油を液圧流体として使用し、また、装置には、エ
ンジンのオイル溜めから供給することが好ましい。弁ポ
ンプ８は、２段サーボピストンを有するため、排気弁２
に対する単一段の標準型アクチュエータを使用すること
が好ましい。The exhaust valve 2 is opened by an actuator 5 which is hydraulically driven and can have several stages. The pressure chamber in the actuator 5 communicates via a pressure line 6 with an upper connection 7 in a valve pump 8. Valve pump 8 is mounted on top of distributor block 9 supported by console 10. Valve pump 8 communicates with a discharge port for high pressure hydraulic fluid on distributor block 9. The console may be, for example, from 12,500 kPa (125 bar) to 32.5
Hydraulic fluid is supplied from a pump station, not shown, at a pressure in the range of 325 bar
It is connected to a high pressure conduit 11 for hydraulic fluid. This pressure is
It can be constant, but preferably is adjustable with respect to engine load. The pump station can be supplied with hydraulic fluid from a storage tank, and the hydraulic fluid can be, for example, standard hydraulic oil, but using engine lubricating oil as the hydraulic fluid, and Preferably, the device is supplied from an oil reservoir of the engine. Since the valve pump 8 has a two-stage servo piston, the exhaust valve 2
It is preferable to use a single stage standard type actuator for.
【００２１】エンジンの各シリンダは、電子式制御装置
１２と関係し、この制御装置１２は、線１３を介して全
体的な調和及び制御信号を受け取り且つ特に、線１５を
通じて制御弁１４に対し電子制御信号を伝送する。シリ
ンダ当たり１つの制御装置１２が存在するが、同一の制
御装置と幾つかのシリンダを関係させることもできる。
また、制御装置は、全てのシリンダに共通する少なくと
も１つの主要制御装置から信号を受け取るようにしても
よい。Each cylinder of the engine is associated with an electronic control unit 12 which receives the overall harmonization and control signals via line 13 and in particular an electronic control unit 14 via line 15 to a control valve 14. Transmit control signals. Although there is one controller 12 per cylinder, several cylinders may be associated with the same controller.
The controller may also receive signals from at least one main controller common to all cylinders.
【００２２】コンソール１０において、高圧導管１１か
ら分岐する通路１９は、加圧した液圧流体を制御弁１４
における高圧ポートに流す。この通路１９には、多数の
流体アキュムレータ１６が設けられる。これら流体アキ
ュムレータは、制御弁が開放するとき、流体量の大部分
を供給し、制御弁が閉じられたとき、高圧導管から後方
供給される。分配器ブロック９の通路１７を介して、制
御弁における制御ポートは、弁ポンプ８と連通するブロ
ックの上面における分配ポートと連通する。また、制御
弁は、使用済みの液圧流体を戻すために使用される低圧
ポートも有している。In the console 10, a passage 19 branched from the high pressure conduit 11 is used to supply pressurized hydraulic fluid to the control valve 14.
To the high pressure port at. In this passage 19, a number of fluid accumulators 16 are provided. These fluid accumulators supply the majority of the fluid volume when the control valve is open and are fed back from the high pressure conduit when the control valve is closed. Via the passage 17 of the distributor block 9, the control port of the control valve communicates with the distribution port on the upper surface of the block that communicates with the valve pump 8. The control valve also has a low pressure port that is used to return used hydraulic fluid.
【００２３】制御弁１４は、従来のソレノイド弁のよう
な任意の従来型式のものとすることができる。しかし、
弁の調節を極めて迅速に且つ正確に行うためには、制御
弁１４は、電子式作動弁１４ａ及び弁ポンプ用の主弁１
４ｂという、２つの弁から成ることが好ましい。作動弁
１４ａは、例えば、端部位置（強磁性材料で出来た弁ス
ライダのそれぞれの端部に配置された２つのコイルの一
方を磁化することにより、弁が作動される位置）に磁気
ロックされる型式のものとすることができる。その他の
点にて、この作動弁は、参考として引用する、国際出願
第９８／５７０４８号に記載されたように形成すること
ができる。また、液圧シリンダ装置の詳細な説明につい
ては、デンマーク国特許第１７２９６１号も参考とす
る。The control valve 14 can be of any conventional type, such as a conventional solenoid valve. But,
For very quick and accurate adjustment of the valves, the control valve 14 comprises an electronically actuated valve 14a and a main valve 1 for the valve pump.
It preferably consists of two valves, 4b. The actuating valve 14a is magnetically locked, for example, at an end position (a position where the valve is actuated by magnetizing one of two coils located at each end of a valve slider made of a ferromagnetic material). Type. Otherwise, the actuation valve may be formed as described in WO 98/57048, which is incorporated by reference. For a detailed description of the hydraulic cylinder device, reference is also made to Danish Patent No. 172961.
【００２４】図２乃至図４には、本発明による弁ポンプ
８が図示されている。弁ポンプ８のハウジング３１は、
互いに頂部に配置された３つのブロック２０、２１、２
２から成っており、これらブロックの最下側のものは、
分配器ブロック９の上面に当接する。これらのブロック
は、支えボルト２３により互いに且つ分配器ブロック９
に対しクランプ止めされている。弁ポンプ８は、図示し
たもの以外の方向を有するようにし、また、この弁ポン
プは、例えば、分配器ブロック９の垂直側部に対し取り
付けてもよい。制御弁１４における制御ポートを弁ポン
プ８に接続する通路１７は、ねじ穴２４内の分配器ブロ
ックの上面に開口している。このねじ穴２４内に雄ねじ
付きブッシュ２５の下側部分がねじ込まれている。分配
器ブロックのねじ穴の底部は、ねじ穴２４が通路１７よ
りも大径であるため、ブッシュ２５の周方向下端面２６
と密封当接する周縁面２７を有している。ブッシュ２５
のねじ付き上側部分は、分配器９の上方に突き出し且つ
弁ポンプ８の最下側ブロック２２の穴内に中心がある状
態にて挿入されている。FIGS. 2 to 4 show a valve pump 8 according to the invention. The housing 31 of the valve pump 8 is
Three blocks 20, 21, 2 placed on top of each other
2 and the bottom of these blocks are:
It contacts the upper surface of the distributor block 9. These blocks are connected to one another and to the distributor block 9 by support bolts 23.
Is clamped against. The valve pump 8 has a direction other than that shown, and may be mounted, for example, on the vertical side of the distributor block 9. A passage 17 connecting the control port of the control valve 14 to the valve pump 8 opens in the screw hole 24 on the upper surface of the distributor block. The lower portion of the bush 25 with a male screw is screwed into the screw hole 24. At the bottom of the screw hole of the distributor block, the diameter of the screw hole 24 is larger than that of the passage 17 so that the circumferential lower end surface 26 of the bush 25 is formed.
And a peripheral edge surface 27 in sealing contact with the outer peripheral surface. Bush 25
The threaded upper part of the valve pump 8 projects above the distributor 9 and is inserted centered in a hole in the lowermost block 22 of the valve pump 8.
【００２５】ブッシュ２５の円筒状内側穴は、通路１７
を介して制御弁１４と連通すると共に、弁ポンプ８内の
圧力チャンバ３０に開口するポート２９を形成する。第
一のサーボピストン３２と、この第一のサーボピストン
３２内を同軸状に変位可能な第二のサーボピストン３３
とを備えた、ハウジング内を変位可能である、サーボピ
ストンの下面、及びハウジング３１によって圧力チャン
バ３０が形成される。第一のサーボピストン３２は、ハ
ウジング３１の穴３６内を密封状態に軸方向に案内され
る円筒状上側部分３４と、上側部分３４よりも大径であ
る円筒状カラー３５を構成する下側部分とを備えてい
る。該カラー３５は、周縁上面３７を有している。この
周縁上面３７は、下面３８と当接し、これにより、第一
のサーボピストン３２の上方への動きに対する上側スト
ッパを画成する。ハウジング３１において、面３８は、
穴３６と、この穴３６の下方にて且つ該穴３６と同軸状
に形成された穴３９との間の遷移部分を形成し且つ圧力
チャンバ３０の外壁を形成する。穴３９は上側部分４０
を有している。この上側部分４０は、カラー３５の外面
に相対的に緊密に嵌まり、カラー３５と、面３８と、穴
の部分４０との間にてそれ自体、公知の方法にて液圧流
体を封じ込めることができるため、面３７、３８同士が
接触する前に、第一のサーボピストン３２の上方への動
きを遅くすることができる。穴３９は、上側部分４０よ
りも僅かに大径である下側部分４１を更に有しており、
このため、カラー３５が穴部分４１の外側に配置される
限り、スローダウン効果を何ら伴うことなく、第一のサ
ーボピストン３２を往復運動させることができる。The cylindrical inner hole of the bush 25 is
A port 29 is formed, which communicates with the control valve 14 through the pressure valve 30 and opens to the pressure chamber 30 in the valve pump 8. A first servo piston 32 and a second servo piston 33 that can be displaced coaxially within the first servo piston 32
A pressure chamber 30 is formed by the housing 31 and the lower surface of the servo piston displaceable in the housing, the pressure chamber 30 including: The first servo piston 32 includes a cylindrical upper portion 34 guided axially in a sealed manner in a hole 36 of the housing 31, and a lower portion constituting a cylindrical collar 35 having a larger diameter than the upper portion 34. And The collar 35 has a peripheral upper surface 37. The peripheral upper surface 37 abuts the lower surface 38, thereby defining an upper stop for the upward movement of the first servo piston 32. In the housing 31, the surface 38
It forms a transition between the hole 36 and a hole 39 formed below and coaxial with the hole 36 and forms the outer wall of the pressure chamber 30. Hole 39 is upper part 40
have. This upper part 40 fits relatively tightly on the outer surface of the collar 35 and, between the collar 35, the surface 38 and the hole part 40, contains hydraulic fluid in a manner known per se. Therefore, the upward movement of the first servo piston 32 can be delayed before the surfaces 37 and 38 come into contact with each other. The hole 39 further has a lower portion 41 having a slightly larger diameter than the upper portion 40,
Therefore, as long as the collar 35 is arranged outside the hole portion 41, the first servo piston 32 can be reciprocated without any slowdown effect.
【００２６】第二のサーボピストン３３は、第一のサー
ボピストン３２の穴４３と同軸状であり且つ該穴４３内
を密封状態に変位可能である下側部分４２と、下側部分
４２よりも大径であり且つハウジング３１に形成された
上側穴４５（穴３６よりも大径）内を密封状態に変位可
能である上側部分４４とを備えている。穴３６、４５の
間の遷移部分にて、ハウジングに形成された環状チャン
バ４６は、穴４５よりも大径であり且つ図３に鎖線で示
した排液通路４７と連通している。第二のサーボピスト
ン３３の上方にて、ある量の液圧流体が穴４５内に封じ
込められ且つ接続部７を介して、圧力導管６内のコラム
状流体と連通する。この圧力導管の他端は、弁アクチュ
エータ５内の圧力チャンバと連通している。The second servo piston 33 is coaxial with the hole 43 of the first servo piston 32 and can displace the inside of the hole 43 in a sealed state. An upper portion 44 having a large diameter and capable of sealingly displacing an inside of an upper hole 45 (larger than the hole 36) formed in the housing 31 is provided. At the transition between the holes 36, 45, an annular chamber 46 formed in the housing is larger in diameter than the hole 45 and communicates with a drainage passage 47 shown in phantom in FIG. Above the second servo piston 33, an amount of hydraulic fluid is contained in the bore 45 and communicates with the column-like fluid in the pressure conduit 6 via the connection 7. The other end of the pressure conduit communicates with a pressure chamber in the valve actuator 5.
【００２７】図２に図示した供給入口４８を介して、ま
た、ハウジング３１内にて、圧力導管６は、接続部７と
連通し、図示しない非戻り弁を通じて液圧流体を後方供
給することができる。この後方供給は、例えば、４００
ｋＰａ（４バール）の過圧力の流体圧力にて低圧導管か
ら行うことができ、また、アクチュエータ５及び弁ポン
プ８内のピストンとシリンダとの間の漏洩を補償し得る
ように行われる。図３に図示し且つ接続部７及び排液通
路４７と連通する穴４９内に、図示しない弁を挿入し、
この弁は、分解時、圧力導管６から流体を排出し得るよ
うに開放させることができる。圧力導管６は、その間に
環状チャンバが形成されるように内側管５０と外側管５
１とを備えている。図３に図示した通路５３を介して、
環状チャンバ５２は図示しない圧力センサと連通し、こ
れにより、内側管５０の全ての漏洩を記録することがで
きるようにする。Via the supply inlet 48 shown in FIG. 2 and within the housing 31, the pressure conduit 6 communicates with the connection 7 and can supply hydraulic fluid backward through a non-return valve, not shown. it can. This backward supply is, for example, 400
It can be done from a low pressure conduit at an overpressure fluid pressure of kPa (4 bar) and is done so as to compensate for leakage between the piston and cylinder in the actuator 5 and the valve pump 8. A valve (not shown) is inserted into a hole 49 illustrated in FIG. 3 and communicating with the connection portion 7 and the drain passage 47,
This valve can be opened during disassembly so that fluid can be drained from the pressure conduit 6. The pressure conduit 6 includes an inner tube 50 and an outer tube 5 such that an annular chamber is formed therebetween.
1 is provided. Via the passage 53 shown in FIG.
The annular chamber 52 communicates with a pressure sensor, not shown, so that all leaks of the inner tube 50 can be recorded.
【００２８】図示した弁ポンプ８は、穴４５内に、圧力
チャンバ３０内の有効ピストン面積よりも広い、有効ピ
ストン面積を有しており、このため、例えば、チャンバ
３０内の液圧圧力が２１，０００ｋＰａ（２１０バー
ル）の場合、穴４５内の圧力は約１４，０００ｋＰａ
（１４０バール）となり、このことは、この圧力用とし
て設計された標準型の排気アクチュエータ５を使用する
ことが望まれる場合に有利であるが、サーボピストン
は、アクチュエータ５における所望の圧力に応じたその
他のピストン面積を有する設計としてもよい。The illustrated valve pump 8 has an effective piston area in the bore 45 that is larger than the effective piston area in the pressure chamber 30 so that, for example, the hydraulic pressure in the chamber 30 is In the case of 2,000 kPa (210 bar), the pressure in the hole 45 is about 14,000 kPa
(140 bar), which is advantageous if it is desired to use a standard exhaust actuator 5 designed for this pressure, but the servo piston responds to the desired pressure at the actuator 5 Other designs with piston area may be used.
【００２９】ブッシュ２５のポート２９は、サーボピス
トン３２、３３に対し同軸状に中心が位置するようにさ
れており、第二のサーボピストン３３は、その下端から
同軸状に突き出し且つ円錐形の下側部分５５を有するピ
ン５４を備えている。ピン５４は、ポート２９よりも僅
かに小径であり、第二のサーボピストン３３が開始位置
にあるとき、図２に図示するように、ポート２９内に配
置される。The port 29 of the bush 25 is coaxially centered with respect to the servo pistons 32 and 33, and the second servo piston 33 projects coaxially from its lower end and has a conical bottom. A pin 54 having a side portion 55 is provided. The pin 54 is slightly smaller in diameter than the port 29 and is located in the port 29 when the second servo piston 33 is in the starting position, as shown in FIG.
【００３０】排気弁を開放すべきとき、制御装置１２か
らの制御信号は制御弁１４を作動させ、高圧ポートが制
御ポートと連通し、高圧流体が弁ポンプ８のポート２９
に自由にアクセスする位置となるようにする。しかし、
ピン５４はポート２９内に配置されているため、高圧流
体はピン５４の端面５６にのみ直接、影響を与え、ま
た、この面５６は、サーボピストン３２、３３の全有効
ピストン面積よりも実質的に小さいため、このことは、
第二のサーボピストン３３でのみ制限された力を生じさ
せる。しかし、液圧流体は、ピン５４とポート２９との
間の環状通路を介してポート２９から圧力チャンバ３０
に制限された速度にて流れることができ、このため、圧
力チャンバ３０内の全ピストン面積の残りの部分に制限
された流体圧力が生じる。その結果、サーボピストン３
２、３３の双方が上方に移動する。ピン５４がポート２
９から出ると、ピン５４とポート２９との間の通路の長
さが短くなり、このため、流れ抵抗はより小さくなり、
ピストン３２、３３の移動速度が増す。ピン５４がポー
ト２９から完全に出ると、高圧流体は圧力チャンバ３０
に自由にアクセスし、その移動速度は実質的に増す。上
述したように、第一のサーボピストン３２が、図３に図
示するように、その上側ストッパ３８に当接すると、第
二のサーボピストンは、図４に図示し且つ排気弁２の完
全な開放位置に相応するその頂部位置となる迄、単独に
て移動する。When the exhaust valve is to be opened, a control signal from the controller 12 activates the control valve 14, the high pressure port communicates with the control port, and the high pressure fluid communicates with the port 29 of the valve pump 8.
So that it can be freely accessed. But,
Because the pin 54 is located in the port 29, the high pressure fluid directly affects only the end face 56 of the pin 54, and this face 56 is substantially more than the total available piston area of the servo pistons 32,33. This is because
Only the second servo piston 33 produces a limited force. However, hydraulic fluid does not pass from port 29 to pressure chamber 30 via an annular passage between pin 54 and port 29.
At a limited velocity, which results in a limited fluid pressure in the remainder of the total piston area in the pressure chamber 30. As a result, the servo piston 3
Both 2 and 33 move upward. Pin 54 is port 2
Exiting 9 reduces the length of the passage between the pin 54 and the port 29, thus reducing the flow resistance and
The moving speed of the pistons 32 and 33 increases. When the pin 54 is completely out of the port 29, the high pressure fluid is applied to the pressure chamber 30.
And the speed of movement is substantially increased. As described above, when the first servo piston 32 abuts its upper stopper 38 as shown in FIG. 3, the second servo piston is shown in FIG. Move alone until it reaches its top position corresponding to the position.
【００３１】図５には、ピストンの上死点位置後の角度
単位で示したクランク軸の位置の関数として従来技術の
装置の排気弁の開放順序が図示されている。曲線ｐは、
弁ポンプの下流側の圧力導管内の液圧流体をバールにて
表し、曲線ｖは、排気弁の位置をミリメートルで表し、
曲線ｓは、サーボピストンの位置をミリメートルで表
す。圧力導管内の液圧圧力ｐは、最初に、略直ちに約１
２，０００ｋＰａ（１２０バール）乃至１３，０００ｋ
Ｐａ（１３０バール）まで上昇し、次に、再度、約０ｋ
Ｐａまで急激に降下し、そのとき、この液圧圧力は顕著
に上方及び下方に変動し、その後、排気弁は開放位置に
てかなり安定した状態となる。これら顕著な圧力変動
は、弁ポンプから排気アクチュエータへの液圧装置全体
に望ましくない効果を与え、特に、大きい圧力降下はキ
ャビテーションを生じさせる可能性がある。例えば、そ
の圧力変動により弁ポンプとアクチュエータとの間の圧
力導管内で液圧流体を後方供給するための非戻り弁が損
傷する可能性がある。例えば、４００ｋＰａ（４バー
ル）の過圧力の低圧導管から後方供給が行われるなら
ば、圧力導管内の大きい負圧の作用は非戻り弁を開放
し、遥かにより大きい正圧はその非戻り弁を極めて急激
に閉じることになる。更に、排気弁のアクチュエータ内
の全ての非戻り弁は、圧力衝撃の影響を受け、圧力導管
自体及びその取付け接続部も損傷する可能性がある。FIG. 5 shows the opening sequence of the exhaust valves of the prior art device as a function of the position of the crankshaft in angular units after the top dead center position of the piston. The curve p is
The hydraulic fluid in the pressure conduit downstream of the valve pump is expressed in bar, the curve v represents the position of the exhaust valve in millimeters,
Curve s represents the position of the servo piston in millimeters. The hydraulic pressure p in the pressure conduit is initially approximately 1
2,000 kPa (120 bar) to 13,000 k
Pa (130 bar) and then again about 0k
It suddenly drops to Pa, at which time the hydraulic pressure fluctuates significantly upwards and downwards, after which the exhaust valve becomes quite stable in the open position. These significant pressure fluctuations have an undesired effect on the entire hydraulic system from the valve pump to the exhaust actuator, especially large pressure drops can cause cavitation. For example, the pressure fluctuations can damage the non-return valve for back-feeding hydraulic fluid in the pressure conduit between the valve pump and the actuator. For example, if the back feed is from a 400 kPa (4 bar) overpressure low pressure line, the action of a large negative pressure in the pressure line will open the non-return valve and a much higher positive pressure will open the non-return valve. It will close very quickly. Furthermore, all non-return valves in the actuator of the exhaust valve are subject to pressure shocks, which can damage the pressure conduit itself and its mounting connections.
【００３２】図６には、ピストンの上死点後の角度単位
で示したクランク軸の位置の関数として、本発明による
装置内の排気弁２の開放順序が図示されている。曲線ｐ
は、弁ポンプ７の下流側の圧力導管６内の液圧流体をバ
ールにて表し、曲線ｖは、排気弁２の位置をミリメート
ルで表し、曲線ｓ1は、第一のサーボピストン３２の位
置をミリメートルで表し、曲線ｓ2は、第二のサーボピ
ストン３３の位置をミリメートルで表してある。圧力導
管６内の液圧圧力ｐは、最初に、約１３，０００ｋＰａ
（１３０バール）の圧力まで上昇すると考えられる。こ
の上昇は急激に行われるが、従来技術の装置における
程、急激ではなく、短く且つ穏当な遷移過程後、その圧
力は約８，０００ｋＰａ（８０バール）にて一定とな
る。上死点後の約１２５°の位置において、既に、急激
な変動は最早存在しない一方、これと比較して、従来技
術の装置は、上死点後２２５°の位置でも依然として顕
著に変動する。第一の圧力が約１３，０００ｋＰａ（１
３０バール）に上昇した後、約７，０００ｋＰａ（７０
バール）以下まで圧力変動は何ら存在せず、このため、
圧力導管６を後方供給するための非戻り弁は開放せず、
従って、不必要な荷重を受けることはない。本発明によ
る装置の排気弁２は、１２５°乃至１５０°の範囲内
で、略完全に開放しているため、極めて迅速に開放し、
その開放曲線ｖは均一に且つ変動せずに上昇するものと
更に考えられる。FIG. 6 shows the opening sequence of the exhaust valve 2 in the device according to the invention as a function of the position of the crankshaft in angular units after the top dead center of the piston. Curve p
Represents the hydraulic fluid in the pressure conduit 6 downstream of the valve pump 7 in bar, the curve v represents the position of the exhaust valve 2 in millimeters and the curve s 1 represents the position of the first servo piston 32 In millimeters, and the curve s 2 represents the position of the second servo piston 33 in millimeters. The hydraulic pressure p in the pressure line 6 is initially about 13,000 kPa
(130 bar). This increase occurs rapidly, but not as rapidly as in prior art devices, and after a short and moderate transition process, the pressure remains constant at about 8,000 kPa (80 bar). At about 125 ° after top dead center, there is no longer any sharp change, whereas in comparison the prior art device still fluctuates significantly at 225 ° after top dead center. The first pressure is about 13,000 kPa (1
30 bar) and then about 7,000 kPa (70
Bar) and no pressure fluctuations exist below this,
The non-return valve for supplying the pressure line 6 backward is not opened,
Therefore, no unnecessary load is received. Since the exhaust valve 2 of the device according to the invention is almost completely open within the range of 125 ° to 150 °, it opens very quickly,
It is further believed that the open curve v rises uniformly and without variation.
【００３３】排気弁２が閉じるべきとき、制御弁は低圧
ポートが制御ポートと連通する位置に作動され、これに
より、圧力チャンバ３０内の高圧が排出される。排気弁
は空気ばね４によりその閉じ位置に対して負荷が加わっ
ているため、圧力導管７内には約８，０００ｋＰａ（８
０バール）乃至１０，０００ｋＰａ（１００バール）と
いった比較的高い圧力が存在し、排気弁２が閉たとき、
装置内の大きい圧力変動を回避するため、第二のサーボ
ピストン３３には、穴４５内に配置されたその上面に流
れ制限ピン５７が設けられている。該流れ制限ピン５７
は、ピストンの上方位置において、穴４５の接続部７の
開口部を形成するポート５８内に配置されている。図４
参照。該ピン５７は、サーボピストンが上方の開始位置
から下方に加速する程度を制限し、このことは、圧力導
管６内の圧力が過度に急激に逃がされて、その結果、装
置内にて望ましくない程大きい圧力変動が生じのを防止
することとなる。When the exhaust valve 2 is to be closed, the control valve is actuated so that the low pressure port communicates with the control port, thereby discharging the high pressure in the pressure chamber 30. Since the exhaust valve is loaded by the air spring 4 with respect to its closed position, about 8,000 kPa (8
0 bar) to 10,000 kPa (100 bar) and when the exhaust valve 2 is closed,
In order to avoid large pressure fluctuations in the device, the second servo piston 33 is provided with a flow limiting pin 57 on its upper surface, which is arranged in the hole 45. The flow restricting pin 57
Is located in a port 58 forming an opening of the connection 7 of the hole 45 at a position above the piston. FIG.
reference. The pin 57 limits the extent to which the servo piston accelerates downward from the upper starting position, which causes the pressure in the pressure line 6 to be relieved too rapidly, and consequently is desirable in the device. It is possible to prevent a pressure fluctuation that is too large.
【００３４】開放順序は、ピン５４の形態を適応させる
ことにより最適化することができ、従って、ピンの直径
及び長さを変更し、例えば、より長い円錐形部分５５に
よって、ピン５４の流れ制限効果をより漸進的に減少さ
せることができる。ピン５４とポート２９との間の通路
をピンの流れ制限効果を部分的に短絡する通路にて補充
し又はその通路と置換することが更に可能である。この
通路は、ピン５４又はブッシュ２５に、また、ハウジン
グ３１の壁に形成することができる。The opening sequence can be optimized by adapting the configuration of the pin 54, thus changing the diameter and length of the pin, for example by restricting the flow of the pin 54 by a longer conical section 55. The effect can be reduced more gradually. It is further possible to supplement or replace the passage between pin 54 and port 29 with a passage that partially shorts the flow restriction effect of the pin. This passage can be formed in the pin 54 or the bush 25 and in the wall of the housing 31.
【００３５】ピン５４、５７の更なる結果として、圧力
チャンバ３０又は穴４５内で液圧流体が封じ込まれ且つ
それぞれのピン５４、５７とその関係したポート２９、
５８との間の通路を通じて押し出されるとき、それぞれ
その下方位置及び上方開始位置に達する前に、第二のサ
ーボピストン３３は適切に減速される。ピン５４、５７
の流れ制限効果を短絡する上述した通路は、円錐形断面
を更に備え、流れ制限効果がその流動方向に依存し、従
って、サーボピストンの加速度及び減速度が相違するよ
うにすることができる。As a further result of the pins 54, 57, hydraulic fluid is confined within the pressure chamber 30 or bore 45 and the respective pins 54, 57 and their associated ports 29,
When extruded through the passage between the second servo piston 58 and its lower position and the upper starting position, respectively, the second servo piston 33 is appropriately decelerated. Pins 54, 57
The above-mentioned passage, which short-circuits the flow restricting effect, may further comprise a conical cross-section, so that the flow restricting effect depends on its flow direction, and therefore the acceleration and deceleration of the servo piston may be different.
【図１】シリンダカバー断面図と共に、２行程クロスエ
ンドエンジン内のシリンダの外形を示す図である。FIG. 1 is a diagram showing an outer shape of a cylinder in a two-stroke cross-end engine together with a sectional view of a cylinder cover.
【図２】弁ポンプを切欠き図で示す一方、サーボピスト
ンを１つの作動位置にて示す、弁ポンプの縦断面図であ
る。FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the valve pump, showing the valve pump in a cutaway view, while showing the servo piston in one operating position.
【図３】図３は、サーボポンプピストンが図２と相違す
る作用位置にある、弁ポンプの縦断面図である。FIG. 3 is a longitudinal sectional view of the valve pump in which a servo pump piston is in an operation position different from that in FIG. 2;
【図４】図４はサーボピストンが図３と相違する作用位
置にある、弁ポンプの縦断面図である。FIG. 4 is a longitudinal sectional view of the valve pump in which a servo piston is in an operation position different from that in FIG. 3;
【図５】排気弁を液圧作動させる従来技術の装置の開放
順序を示す圧力及び位置曲線である。FIG. 5 is a pressure and position curve showing the opening sequence of a prior art device for hydraulically operating an exhaust valve.
【図６】本発明の装置に対する図５に相応する曲線図で
ある。FIG. 6 is a curve diagram corresponding to FIG. 5 for the device according to the invention.
１ シリンダ ２ ユニフロー掃気
型排気弁 ３ シリンダカバー ４ 空圧ばね ５ アクチュエータ ６ 圧力導管 ７ 上側接続部 ８ 弁ポンプ ９ 分配器ブロック １０ コンソール １１ 圧力導管 １２ 電子式制御装
置 １３ 線 １４ 制御弁 １４ａ 電子式作動弁 １４ｂ 主弁 １５ 線 １６ 流体アキュム
レータ １７ 通路 １９ 通路 ２０、２１、２２ ブロック ２３ 支えボルト ２４ ねじ穴 ２５ 雄ねじ付きブ
ッシュ ２６ 周方向下端面 ２７ 周縁面 ２９ ポート ３０ 圧力チャンバ ３１ ハウジング ３２ 第一のサーボ
ピストン ３３ 第二のサーボピストン ３４ 円筒状上側部
分 ３５ 円筒状カラー ３６ 穴 ３７ 周縁上面 ３８ 下面 ３９ 穴 ４０ 穴の上側部分 ４１ 穴の下側部分 ４２ 下側部分 ４３ 穴 ４４ 上側部分 ４５ 上側穴 ４６ 環状チャンバ ４７ 排液通路 ４８ 供給通路 ４９ 穴 ５０ 内側管 ５１ 外側管 ５２ 環状チャンバ ５３ 通路 ５４ ピン ５５ 円錐形部分 ５６ 端面 ５７ 流れ制限ピン ５８ ポートDESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Cylinder 2 Uniflow scavenging exhaust valve 3 Cylinder cover 4 Pneumatic spring 5 Actuator 6 Pressure conduit 7 Upper connection part 8 Valve pump 9 Distributor block 10 Console 11 Pressure conduit 12 Electronic control unit 13 Line 14 Control valve 14a Electronic operation Valve 14b Main valve 15 Line 16 Fluid accumulator 17 Passage 19 Passage 20, 21, 22 Block 23 Support bolt 24 Screw hole 25 Male threaded bush 26 Lower peripheral surface 27 Peripheral surface 29 Port 30 Pressure chamber 31 Housing 32 First servo piston 33 Second Servo Piston 34 Cylindrical Upper Part 35 Cylindrical Collar 36 Hole 37 Peripheral Upper Surface 38 Lower Surface 39 Hole 40 Upper Part of Hole 41 Lower Part of Hole 42 Lower Part 43 Hole 44 Upper Part 45 Upper Hole 46 Annular Chamber 47 Drainage passage 8 supply passage 49 hole 50 inner tube 51 outer tube 52 an annular chamber 53 passage 54 pin 55 conical section 56 end surface 57 flow restriction pin 58 ports
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (71)出願人 594140904 Ｃｅｎｔｅｒ Ｓｙｄ，161 Ｓｔａｍｈ ｏｌｍｅｎ，ＤＫ−2650 ＨＶＩＤＯＶＲ Ｅ，Ｄｅｎｍａｒｋ ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (71) Applicant 594140904 Center Sid, 161 Stamholmen, DK-2650 HVIDOVR E, Denmark
Claims (7)
供給源又は戻り管に選択的に接続することのできるポー
ト（２９）を有する弁ポンプ（８）内の圧力チャンバ
（３０）と、圧力導管（６）を介して、排気弁の主軸と
接続状態に配置された液圧アクチュエータ（５）内の圧
力チャンバと連通する液圧容積部分から前記圧力チャン
バ（３０）を分離する、弁ポンプ（８）内のサーボピス
トンとを備える、内燃機関内の排気弁（２）の液圧作動
装置において、前記サーボピストンが、同軸状に変位可
能である、第一のサーボピストン（３２）及び第二のサ
ーボピストン（３３）を備え、開始位置において、前記
第二のサーボピストン（３３）が、前記ポート（２９）
から前記圧力チャンバ（３０）への液圧流体の流れを制
限することとを特徴とする、内燃機関内の排気弁の液圧
作動装置。1. A pressure chamber (30) in a valve pump (8) having a port (29) selectively connectable to a high pressure source or return line of hydraulic fluid via a control valve (14). Separating said pressure chamber (30) from a hydraulic volume in communication with a pressure chamber in a hydraulic actuator (5) arranged in connection with the main shaft of the exhaust valve via a pressure conduit (6). A hydraulic actuator for an exhaust valve (2) in an internal combustion engine, comprising a servo piston in a valve pump (8), wherein said servo piston is coaxially displaceable. And a second servo piston (33), wherein in the starting position the second servo piston (33) is connected to the port (29).
A hydraulic actuating device for an exhaust valve in an internal combustion engine, characterized by restricting the flow of hydraulic fluid from the pressure chamber to the pressure chamber (30).
前記圧力チャンバ（３０）内の前記第二のサーボピスト
ン（３３）が、開始位置において、前記ポート（２９）
内に配置された、軸方向に突き出す流れ制限部材（５
４）を備えることを特徴とする、液圧作動装置。2. The hydraulic actuator according to claim 1, wherein
In the starting position, the second servo piston (33) in the pressure chamber (30) is connected to the port (29).
An axially protruding flow restricting member (5
4) A hydraulic actuator, comprising:
前記ポートが円筒状穴（２９）により構成されること
と、前記流れ制限部材が円筒状ピン（５４）により構成
されることとを特徴とする、液圧作動装置。3. The hydraulic actuator according to claim 2, wherein
A hydraulic actuator, characterized in that said port is constituted by a cylindrical hole (29) and said flow restricting member is constituted by a cylindrical pin (54).
状ピン（５４）が、圧力チャンバ内のサーボピストンの
全有効ピストン面積の直径の０．７倍以下、好ましくは
０．５倍以下の直径を有し、前記第一のサーボピストン
（３２）の移動距離の０．７倍以下、好ましくは０．５
倍以下の長さを有することを特徴とする、液圧作動装
置。4. The device according to claim 3, wherein said cylindrical pin (54) has a diameter less than 0.7 times, preferably less than 0.5 times, the diameter of the total effective piston area of the servo piston in the pressure chamber. 0.7 times or less, preferably 0.5 times the moving distance of the first servo piston (32).
A hydraulically actuated device having a length no greater than twice.
作動装置において、前記ポート（２９）が、ブッシュ
（２５）内に同軸状に形成されて、該ブッシュ（２５）
が、弁ポンプ（８）の圧力チャンバ（３０）の端部壁の
サーボピストンに対して中心位置に設定され且つ高圧の
液圧流体に対し分配器ブロック（９）にねじ込まれ、ま
た前記ブッシュ（２５）が、分配器ブロック（９）の周
縁面（２７）に密封可能に当接する周端面（２６）を有
することを特徴とする、液圧作動装置。5. A hydraulic actuator according to claim 1, wherein said port (29) is formed coaxially in a bush (25), said bush (25).
Are set centrally with respect to the servo piston in the end wall of the pressure chamber (30) of the valve pump (8) and are screwed into the distributor block (9) for high pressure hydraulic fluid, and said bush ( 25) Hydraulically actuated device, characterized in that 25) has a peripheral end surface (26) sealingly abutting the peripheral surface (27) of the distributor block (9).
作動装置において、前記ポート（２９）から前記圧力チ
ャンバ（３０）への制限された液圧流体の流れを許容す
る通路が、前記第二のサーボピストン（３３）及び弁ポ
ンプ（８）の壁の双方又はその何れか一方に形成される
ことを特徴とする、液圧作動装置。6. The hydraulic actuator according to claim 1, wherein a passage allowing a restricted flow of hydraulic fluid from said port (29) to said pressure chamber (30) is provided. A hydraulic actuating device, which is formed on at least one of the second servo piston (33) and the wall of the valve pump (8).
前記通路が漏斗状形状の断面を有することを特徴する、
液圧作動装置。7. The hydraulic actuator according to claim 6, wherein:
Characterized in that said passage has a funnel-shaped cross section,
Hydraulic actuator.
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