JP3320590B2 - Intake and exhaust valve drive control device for internal combustion engine - Google Patents
Intake and exhaust valve drive control device for internal combustion engineInfo
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Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、内燃機関の運転状態に
応じて吸気・排気弁の開閉時期を可変制御する吸排気弁
駆動制御装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an intake / exhaust valve drive control device for variably controlling the opening / closing timing of intake / exhaust valves according to the operating state of an internal combustion engine.
【０００２】[0002]
【従来の技術】自動車等の内燃機関にあっては、例えば
特開昭６２−１９１６３６号公報に記載された発明によ
うに、吸気弁のバルブタイミングを機関低回転中低負荷
時には開弁時期を遅角側に制御して吸気弁と排気弁のバ
ルブオーバーラップを小さくして燃焼効率の改善を図る
一方、低中回転高負荷時には閉弁時期を進角側に制御し
て下死点に近づけることにより吸気の充填効率を向上さ
せて出力トルクのアップを図る所謂バルブタイミング機
構を備えたものがある。2. Description of the Related Art In an internal combustion engine of an automobile or the like, for example, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 62-191636, the valve timing of an intake valve is set to the valve opening timing when the engine is running at a low speed and a low load. Controlling the valve on the retard side reduces the valve overlap between the intake and exhaust valves to improve combustion efficiency, while controlling the valve closing timing on the advanced side during low, medium, and high loads to approach the bottom dead center. In some cases, a so-called valve timing mechanism is provided to improve the charging efficiency of the intake air and thereby increase the output torque.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、この従
来例にあっては、前述のように機関低回転中低負荷時に
バルブオーバーラップを小さく制御するために吸気弁の
閉時期も遅れ側になるので、吸気充填効率が低下してお
り、その分、スロットルバルブによる吸気の絞りが減少
して吸入損失いわゆるポンプ損失が減少するため、アク
セルペダルを離したコースト走行時におけるエンジンブ
レーキ性能が低下するおそれがある。However, in this conventional example, as described above, the closing timing of the intake valve is delayed in order to control the valve overlap to be small when the engine is running at a low speed and a low load. However, since the intake charging efficiency is reduced, the throttle restriction of the intake by the throttle valve is reduced and the suction loss, that is, the pump loss, is reduced, so that the engine braking performance during coasting with the accelerator pedal released may be reduced. is there.
【０００４】すなわち、車両走行中にアクセルペダルを
離してスロットルバルブを戻し、車両を減速させようと
した場合には、機関はトランスミッションにより駆動さ
れる状態になって、いわゆるエンジンブレーキが作用す
ることになる。そして、このエンジンブレーキの性能
は、エンジンの各部駆動損失に加えて、ポンプ損失が大
きなウェートを占める。That is, when the accelerator pedal is released and the throttle valve is returned while the vehicle is running to decelerate the vehicle, the engine is driven by the transmission and the so-called engine brake operates. Become. In the performance of the engine brake, the pump loss occupies a large weight in addition to the drive loss of each part of the engine.
【０００５】ところが、前記従来の装置にあっては、か
かる低回転低中負荷運転状態には吸気弁の閉時期を遅れ
側に制御していることにより、ポンプ損失が減少した状
態にあり、したがってエンジンブレーキ性能が低下して
シャープな減速性が得られていないという問題がある。However, in the above-mentioned conventional apparatus, the pump loss is reduced in such a low-rotation, low-medium load operation state by controlling the closing timing of the intake valve to a delay side. There is a problem that the engine braking performance is deteriorated and sharp deceleration is not obtained.
【０００６】また、エンジンブレーキの性能が低下した
ことにより、通常のフットブレーキ（車輪ブレーキ）の
負担が増加するため、ブレーキライニングの摩耗が進行
し易くなり、この結果、耐久性が低下するおそれがあ
る。[0006] Further, since the performance of the engine brake is reduced, the load on a normal foot brake (wheel brake) is increased, so that the wear of the brake lining is apt to progress, and as a result, the durability may be reduced. is there.
【０００７】[0007]
【課題を解決するための手段】本発明は、前記従来例の
実情に鑑みて案出されたもので、前提構成は、前述の従
来例とは全く異なり、駆動軸とカムシャフトとの角速度
を変化させる制御機構等によって構成したものである。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been devised in view of the circumstances of the above-mentioned conventional example. The premise is completely different from that of the above-mentioned conventional example, and the angular velocity between the drive shaft and the camshaft is reduced. It is constituted by a control mechanism for changing the value.
【０００８】すなわち、請求項１の発明は、機関によっ
て回転駆動される駆動軸と、該駆動軸の同軸上に相対回
転自在に設けられ、外周に吸排気弁を作動させるカムを
有するカムシャフトと、前記駆動軸とカムシャフトとを
連繋し、かつ駆動軸の軸心に対する偏心量を可変制御し
て駆動軸とカムシャフトとの相対的な角速度を変化させ
ることにより前記吸気弁あるいは排気弁の作動角を大小
に制御する制御機構と、機関運転状態に応じて前記偏心
量を可変にすべく前記制御機構を揺動させる駆動機構と
を備えた吸排気弁駆動制御装置において、前記駆動機構
は、コントローラがスロットルバルブの開閉速度を検出
する開閉速度検出センサからの情報信号を入力し、機関
減速時に前記開閉速度検出センサにより前記スロットル
バルブの閉じ速度が所定の速度値以上であることを検出
した際には、前記制御機構を介して吸気弁あるいは排気
弁を小作動角に制御して閉弁時期をピストン下死点付近
にすることを特徴としている。That is, a first aspect of the present invention provides a drive shaft rotatably driven by an engine, and a camshaft provided coaxially with the drive shaft so as to be relatively rotatable and having a cam for operating an intake / exhaust valve on the outer periphery. Operating the intake valve or the exhaust valve by connecting the drive shaft and the camshaft and variably controlling the amount of eccentricity of the drive shaft with respect to the axis to change the relative angular velocity between the drive shaft and the camshaft; An intake / exhaust valve drive control device including a control mechanism for controlling the angle to be large and small, and a drive mechanism for swinging the control mechanism so as to vary the eccentric amount according to an engine operating state, wherein the drive mechanism comprises: controller inputs the information signal from the opening and closing speed detecting sensor for detecting the opening and closing speed of the throttle valve, closing of the throttle valve by the opening and closing speed detection sensor at the time of engine deceleration rate When it is detected that the predetermined speed value or more, the control mechanism controls to around the piston bottom dead center timing close the intake valve or the exhaust valve to a small operating angle through
It is characterized in that the.
【０００９】請求項２の発明は、前記駆動機構は、コン
トローラがスロットルバルブの開閉位置を検出する開閉
位置検出センサからの情報信号を入力し、スロットルバ
ルブの閉位置を検出した際には、前記制御機構を介して
前記吸気弁あるいは排気弁を小作動角に制御することを
特徴としている。According to a second aspect of the present invention, when the controller inputs an information signal from an open / close position detecting sensor for detecting an open / close position of a throttle valve and detects a closed position of the throttle valve, Via control mechanism
The intake valve or the exhaust valve is controlled to a small operating angle.
【００１０】[0010]
【作用】前記構成の本発明によれば、機関中負荷域で
は、駆動機構のコントローラが制御機構を介して例えば
吸気弁を大作動角に制御している。ここで、アクセルペ
ダル（スロットルバルブ）を所定の速度以上で戻して、
車両を減速しようとした場合、駆動機構が制御機構を介
して小作動角状態になるように制御する。このため、吸
気弁の閉時期が進み側に制御されて下死点近傍になるた
め、ピストンの吸入ストロークの有効長さが長くなり、
吸気の充填効率が高くなる。ここで、スロットルバルブ
によって所定の負荷に調整する場合、絞り度合いを高め
て吸気がシリンダ内に入らないように抑制することにな
る。この結果、吸入時の負圧が大きくなって、ポンプ損
失が増大する。このため、かかるポンプ損失の増大化に
より、エンジンブレーキ性能が向上するため、車両を減
速しようとした際に、シャープな減速性能が得られる。According to the present invention, the controller of the drive mechanism controls, for example, the intake valve to a large operating angle via the control mechanism in the engine middle load range. Here, return the accelerator pedal (throttle valve) at a predetermined speed or higher,
When the vehicle is to be decelerated, the drive mechanism is controlled via the control mechanism so as to be in the small operating angle state. For this reason, since the closing timing of the intake valve is controlled to the advanced side and becomes near the bottom dead center, the effective length of the suction stroke of the piston increases,
The charging efficiency of the intake air increases. Here, when the load is adjusted to a predetermined value by the throttle valve, the degree of throttle is increased to suppress intake air from entering the cylinder. As a result, the negative pressure at the time of suction increases, and the pump loss increases. For this reason, the increase in the pump loss improves the engine braking performance, so that a sharp deceleration performance can be obtained when decelerating the vehicle.
【００１１】ところで、本発明では、低回転低負荷域か
らアクセルペダルを僅かに踏み込んで加速を行い、中負
荷域に移行し巡航状態になると、駆動機構のコントロー
ラが吸気弁の作動角を小作動角から大作動角に変換させ
る。このため、開弁時期が進み側に制御されて排気弁と
のバルブオーバーラップが大きくなり、気筒内の残留ガ
スが増加して排気ガス中のＮＯXの発生を抑制すること
ができる。しかも、同時に閉弁時期が下死点より遅れ側
に制御されるため、機関のポンプ損失を低減でき、燃費
の向上が図れる。According to the present invention, when the accelerator pedal is slightly depressed from the low-speed low-load region to accelerate the vehicle, and the vehicle shifts to the medium-load region and enters a cruising state, the controller of the drive mechanism reduces the operating angle of the intake valve by a small amount. Convert angle to large working angle. Therefore, the control of the advances side opening timing valve overlap between the exhaust valve becomes larger, it is possible gas remaining in the cylinder to suppress the generation of the NO X in the exhaust gas increases. In addition, since the valve closing timing is controlled to be later than the bottom dead center at the same time, the pump loss of the engine can be reduced, and the fuel efficiency can be improved.
【００１２】また、かかる小作動角から大作動角への変
換は、例えば０.３〜０.５秒の比較的長い時間を掛けて
作動角が徐々に変化するため、トルクショックは発生し
ない。In the conversion from the small operating angle to the large operating angle, the operating angle gradually changes over a relatively long period of time, for example, from 0.3 to 0.5 seconds, so that no torque shock occurs.
【００１３】[0013]
【実施例】図１〜図３は本発明に係る装置を多気筒機関
（排気量２０００cc）の吸気側に適用した一実施例を示
している。1 to 3 show an embodiment in which the apparatus according to the present invention is applied to the intake side of a multi-cylinder engine (displacement: 2000 cc).
【００１４】即ち、図中２１は図外の機関のクランク軸
からスプロケットを介して回転駆動する駆動軸、２２は
該駆動軸２１の外周に一定の隙間をもって同軸上に配置
され、かつ駆動軸２１と相対回転自在なカムシャフト、
２３は駆動軸２１とカムシャフト２２との間に介装され
て、両者２１，２２を連繋する制御機構、２４は該制御
機構２３を揺動させる駆動機構である。That is, in the figure, reference numeral 21 denotes a drive shaft which is rotationally driven from a crankshaft of an engine (not shown) via a sprocket, and 22 denotes a drive shaft 21 which is coaxially disposed on the outer periphery of the drive shaft 21 with a certain gap. And a cam shaft that can rotate relative to
A control mechanism 23 is interposed between the drive shaft 21 and the camshaft 22 and connects the two 21 and 22 to each other. A drive mechanism 24 swings the control mechanism 23.
【００１５】前記駆動軸２１は、機関前後方向へ延設さ
れていると共に、軽量化を図るために内部中空状に形成
されている。The drive shaft 21 extends in the front-rear direction of the engine, and is formed hollow inside to reduce the weight.
【００１６】前記カムシャフト２２は、長手方向の所定
位置で各気筒毎に軸直角方向から分割形成されており、
夫々がシリンダヘッド２０上端部に有するカムブラケッ
ト２０ａ，２０ａに回転自在に支持されていると共に、
外周の所定位置に吸気弁２５をバルブスプリング２５ａ
のばね力に抗してバルブリフター２５ｂを介して開作動
させる夫々一対のカム２６が一体に設けられている。The camshaft 22 is formed for each cylinder at a predetermined position in the longitudinal direction from the direction perpendicular to the axis.
Each is rotatably supported by cam brackets 20a, 20a provided at the upper end of the cylinder head 20, and
Attach the intake valve 25 to a predetermined position on the outer
And a pair of cams 26 each of which is opened via a valve lifter 25b in opposition to the spring force.
【００１７】前記制御機構２３は、図１〜図３に示すよ
うに各カムシャフト２２の一端部に一体に設けられた第
１フランジ部２７と、駆動軸２１の所定外周にスリーブ
２８を介して設けられ、前記第１フランジ部２７と対向
する第２フランジ部３２と、該両フランジ部２７，３２
の間に介装された環状ディスク２９と、該環状ディスク
２９の外周をベアリング３５を介して回転自在に支持す
るディスクハウジング３４とから主として構成されてい
る。As shown in FIGS. 1 to 3, the control mechanism 23 includes a first flange portion 27 integrally provided at one end of each camshaft 22 and a sleeve 28 on a predetermined outer periphery of the drive shaft 21. A second flange portion 32 provided and opposed to the first flange portion 27;
It mainly comprises an annular disk 29 interposed therebetween, and a disk housing 34 that rotatably supports the outer periphery of the annular disk 29 via a bearing 35.
【００１８】前記第１フランジ部２７は、図４にも示す
ように中空部から半径方向に沿った細長い矩形状の係合
溝３０が形成されており、また、その外側面に円周方向
に環状ディスク２９の一側面に摺接する突起面２７ａが
一体に設けられている。一方、第２フランジ部３２は、
図５に示すようにスリーブ２８の機関後端側に一体に設
けられ、前記係合溝３０と１８０°の反対位置に半径方
向に沿った細長い矩形状の係合溝３３が形成されてお
り、また、外側面に環状ディスク２９の他側面に摺接す
る突起面３２ａが一体に設けられている。As shown in FIG. 4, the first flange portion 27 is formed with an elongated rectangular engaging groove 30 extending in the radial direction from the hollow portion, and has a circumferentially extending outer surface. A protruding surface 27a that slides on one side surface of the annular disk 29 is provided integrally. On the other hand, the second flange portion 32
As shown in FIG. 5, an elongated rectangular engaging groove 33 is formed integrally with the sleeve 28 at the rear end of the engine, and is formed at a position opposite to the engaging groove 30 by 180 ° along the radial direction. Further, a protruding surface 32a which is in sliding contact with the other side surface of the annular disk 29 is integrally provided on the outer side surface.
【００１９】前記スリーブ２８は、小径な一端部２８ｂ
が各カムシャフト２２の前記他方側の分割端部内に回転
自在に挿入している共に、略中央位置に直径方向に貫通
した連結軸３１を介して駆動軸２１に連結固定されてい
る。The sleeve 28 has a small end portion 28b.
Are rotatably inserted into the other divided ends of the respective camshafts 22 and are connected and fixed to the drive shaft 21 via connection shafts 31 penetrating in a diametrical direction at substantially central positions.
【００２０】前記環状ディスク２９は、略ドーナツ板状
を呈し、内径がカムシャフト２２の内径と略同径に形成
されて、駆動軸２１の外周面との間に環状の隙間部Ｓが
形成されており、また、直径線上の対向位置に貫通形成
されたピン孔２９ｂ，２９ｃには、各係合溝３０，３３
に係合する一対のピン３６，３７が設けられている。こ
の各ピン３６，３７は、互いにカムシャフト軸方向へ逆
向きに突出しており、基部がピン孔２９ｂ，２９ｃ内に
回転自在に支持されていると共に、先端部の両側縁に図
４及び図５に示すように前記係合溝３０，３３の対向内
面３０ａ，３０ｂ、３３ａ，３３ｂと当接する２面巾状
の平面部３６ａ，３６ｂ、３７ａ，３７ｂが形成されて
いる。The annular disk 29 has a substantially donut plate shape, an inner diameter substantially equal to the inner diameter of the camshaft 22, and an annular gap S between the outer peripheral surface of the drive shaft 21. In addition, pin holes 29b, 29c formed through at opposing positions on the diameter line have respective engaging grooves 30, 33, respectively.
Are provided. The pins 36 and 37 project in opposite directions to each other in the camshaft axial direction, and have their bases rotatably supported in the pin holes 29b and 29c. As shown in the figure, flat portions 36a, 36b, 37a, 37b each having a two-sided width are formed so as to abut on the opposing inner surfaces 30a, 30b, 33a, 33b of the engagement grooves 30, 33.
【００２１】前記ディスクハウジング３４は、図３に示
すように略円環状を呈し、外周の上端一側部に有するボ
ス部３４ａに支持ピン３８がカムシャフト２２軸方向に
貫通配置されていると共に、ボス部３４ａの反対側にレ
バー３９が一体に設けられている。したがって、ディス
クハウジング３４は、支持ピン３８を中心として揺動自
在に支持されていると共に、レバー３９を介して駆動機
構２４によって揺動するようになっている。As shown in FIG. 3, the disk housing 34 has a substantially annular shape, and a support pin 38 is disposed in a boss portion 34a provided on one side of the upper end of the outer periphery so as to penetrate the cam shaft 22 in the axial direction. A lever 39 is provided integrally on the opposite side of the boss 34a. Therefore, the disk housing 34 is supported so as to be swingable about the support pin 38, and is swingable by the drive mechanism 24 via the lever 39.
【００２２】前記駆動機構２４は、図３及び図５に示す
ようにシリンダヘッドの所定部位に対向して形成された
第１，第２シリンダ４０，４１と、該各シリンダ４０，
４１内から出没自在に設けられて各先端縁で前記レバー
３９の円弧状先端を上下方向から挾持する油圧ピストン
４２及びプランジャ４３と、前記第１シリンダ４０内の
受圧室４０ａに油圧を給排して油圧ピストン４２を進退
動させる油圧回路４４とを備えている。As shown in FIGS. 3 and 5, the drive mechanism 24 includes first and second cylinders 40 and 41 formed opposite to predetermined portions of a cylinder head.
A hydraulic piston 42 and a plunger 43 which are provided so as to be able to protrude and retract from the inside and hold the arc-shaped tip of the lever 39 from above and below at each tip edge, and supply and discharge oil pressure to and from a pressure receiving chamber 40a in the first cylinder 40. And a hydraulic circuit 44 for moving the hydraulic piston 42 forward and backward.
【００２３】前記プランジャ４３は、略有底円筒状に形
成され、第２シリンダ４１内に弾装されたコイルスプリ
ング４５のばね力で進出方向（レバー３９の下方向）に
付勢されている。The plunger 43 is formed in a substantially cylindrical shape with a bottom, and is urged in the advancing direction (downward of the lever 39) by the spring force of a coil spring 45 elastically mounted in the second cylinder 41.
【００２４】前記油圧回路４４は、一端部がオイルパン
４６内に、他端部が受圧室４０ａに夫々連通した油通路
４７と、該油通路４７のオイルパン４６側に設けられた
オイルポンプ４８と、該オイルポンプ４８の下流側に設
けられた３ポート２位置型の電磁切換弁４９とから主と
して構成されている。この電磁切換弁４９は、機関回転
数や吸入空気量等の信号に基づいて現在の機関運転状態
を検出するコントローラ５０からのＯＮ−ＯＦＦ信号に
よって流路を切り換え作動し、ＯＮ信号によって油通路
４７全体を連通する一方、ＯＦＦ信号によって油通路４
７とドレン通路５１を連通するようになっている。The hydraulic circuit 44 includes an oil passage 47 having one end communicating with the oil pan 46 and the other end communicating with the pressure receiving chamber 40a, and an oil pump 48 provided on the oil pan 46 side of the oil passage 47. And a three-port two-position electromagnetic switching valve 49 provided downstream of the oil pump 48. The electromagnetic switching valve 49 switches the flow path in response to an ON-OFF signal from a controller 50 that detects the current engine operating state based on signals such as the engine speed and the amount of intake air. While communicating the whole, the oil passage 4
7 and the drain passage 51 are communicated with each other.
【００２５】また、前記コントローラ５０は、機関のス
ロットルバルブの開度位置を検出するスロットル開度セ
ンサ５２からの出力信号に基づいてスロットルバルブの
開閉回動速度を演算して、この情報と前述の機関運転状
態の変化と共に電磁切換弁４９をＯＮ，ＯＦＦ制御して
いる。また、スロットルバルブの開閉状態を示すアイド
ルスイッチ５３からの情報信号を入力して、電磁切換弁
４９をＯＮ，ＯＦＦ制御している。The controller 50 calculates the opening / closing rotation speed of the throttle valve based on an output signal from a throttle opening sensor 52 for detecting the opening position of the throttle valve of the engine. The ON / OFF control of the electromagnetic switching valve 49 is performed together with the change in the engine operation state. Further, an information signal from the idle switch 53 indicating the open / closed state of the throttle valve is input, and the electromagnetic switching valve 49 is ON / OFF controlled.
【００２６】以下、制御機構２３を介して吸気弁２５の
作動角を可変制御するコントローラ５０の制御フローを
図８に基づいて説明する。The control flow of the controller 50 for variably controlling the operating angle of the intake valve 25 via the control mechanism 23 will be described below with reference to FIG.
【００２７】まず、セクションＳ１では、クランク角セ
ンサからの出力信号に基づいて現在の機関回転数Ｎと、
エアーフローメータからの出力信号に基づいて現在の吸
入空気量Ｑあるいは吸入負圧検出センサからの出力信号
に基づいて現在の機関負荷と、スロットル開度センサ５
２からの出力信号に基づいて現在の開度位置θTを読み
込む。次に、セクションＳ２では、ＶC＝ΔθT／ΔＴ
の式からスロットルバルブの閉方向の回動速度ＶCを演
算する。続いて、セクションＳ３で燃料噴射弁から各気
筒内に噴射される燃料の基本噴射量Ｔｐを前記機関回転
数Ｎと吸入空気量Ｑとを用いて、式 Ｔｐ＝（Ｑ／Ｎ）
×Ｋｅから演算する（Ｋｅは係数）。First, in section S1, the current engine speed N is calculated based on the output signal from the crank angle sensor.
The current engine load based on the current intake air amount Q based on the output signal from the air flow meter or the output signal from the suction negative pressure detection sensor, and the throttle opening sensor 5
Read the current opening position theta T based on the output signals from the two. Next, in section S2, V C = Δθ T / ΔT
Formula for calculating the rotational velocity V C of the closing direction of the throttle valve from the. Subsequently, in section S3, the basic injection amount Tp of the fuel injected into each cylinder from the fuel injection valve is calculated by using the engine speed N and the intake air amount Q as follows: Tp = (Q / N)
X Ke is calculated (Ke is a coefficient).
【００２８】次に、セクションＳ４でアイドルスイッチ
５３からの信号がＯＦＦか否かつまりスロットルバルブ
が開いているか否かを判別し、開いている場合は、セク
ションＳ５に進む。ここでは、スロットルバルブの閉じ
速度ＶCが所定の閉じ速度値ＶCSより小さいか否かを判
別する。ここで、ＶC＜ＶCSの場合は、スロットルバル
ブの閉じ速度が緩慢であるため、速やかな減速性能が不
要であるため、小作動角制御を行わず、セクションＳ６
に進む。ここでは、現在の機関回転数Ｎが、図９に示す
ように低中回転域と高回転域のしきい値回転数Ｎ2（約
５,０００rpm）よりも小さいか否かを判別し、小さいと
判断した場合はセクションＳ７に進む。このセクション
Ｓ７では、基本噴射量ＴPが図９に示す低負荷域と中負
荷域のしきい値噴射量ＴP1よりも小さいか否かを判別
し、小さいと判別した場合はセクションＳ８で今度は現
在の機関回転数Ｎが図９に示すように低回転域と中回転
域のしきい値回転数Ｎ1（約２０００rpm）よりも小さい
か否かを判断する。ここで、小さいと判断した場合は、
アイドリングを含む低回転低負荷域（図９のＡ領域）で
あるためセクションＳ９で吸気弁２５の小作動角制御を
行う。Next, in section S4, it is determined whether or not the signal from the idle switch 53 is OFF, that is, whether or not the throttle valve is open. If the throttle valve is open, the flow proceeds to section S5. Here, the speed V C closed throttle valve to determine whether or not a predetermined closing speed value V CS is smaller than. Here, when V C <V CS , since the closing speed of the throttle valve is slow, quick deceleration performance is not required, so that the small operation angle control is not performed and the section S6
Proceed to. Here, it is determined whether or not the current engine speed N is lower than the threshold engine speed N 2 (about 5,000 rpm) in the low and middle engine speed regions and the high engine speed region as shown in FIG. If it is determined, the process proceeds to section S7. This section S7, if the basic injection amount T P is determined or smaller or not than the threshold injection quantity T P1 of the low load region and the middle load region shown in FIG. 9, it is determined that a small turn in Section S8 Determines whether the current engine speed N is lower than the threshold speed N 1 (about 2000 rpm) in the low speed range and the middle speed range as shown in FIG. Here, if it is determined to be small,
Since this is a low-rotation low-load region including idling (region A in FIG. 9), a small operation angle control of the intake valve 25 is performed in section S9.
【００２９】即ち、コントローラ５０から電磁切換弁４
９にＯＦＦ信号が出力され、油通路４７の上流側を遮断
すると共に、油通路４７の下流側とドレン通路５１を連
通する。このため、受圧室４０内の作動油は、オイルパ
ン４６内に戻されて内圧が低下し、油圧ピストン４２が
バルブスプリング２５ａ及びコイルスプリング４５のば
ね力でプランジャ４５を介して後退移動（下方移動）す
る。これにより、ディスクハウジング３４は、レバー３
９が図３，図６の一点鎖線で示すようにプランジャ４３
により押し下げられて支持ピン３８を中心として全体が
下方へ揺動し、環状ディスク２９の中心Ｙが駆動軸２１
の中心Ｘから下方へ偏心する。したがって、第２フラン
ジ部３２の係止溝３３とピン３７並びに第１フランジ部
２７の係止溝３０とピン３６との摺動位置が駆動軸２１
の１回転毎に移動し、環状ディスク２９の角速度が変化
して不等角速度回転になる。That is, the controller 50 controls the electromagnetic switching valve 4
An OFF signal is output to 9 to shut off the upstream side of the oil passage 47 and communicate the drain passage 51 with the downstream side of the oil passage 47. For this reason, the hydraulic oil in the pressure receiving chamber 40 is returned to the oil pan 46 to reduce the internal pressure, and the hydraulic piston 42 moves backward (moves downward) through the plunger 45 by the spring force of the valve spring 25a and the coil spring 45. ). As a result, the disk housing 34 is
9 is indicated by a chain line in FIGS.
And the whole swings downward around the support pin 38, and the center Y of the annular disc 29 is
Eccentric downward from the center X of Therefore, the sliding position between the locking groove 33 of the second flange portion 32 and the pin 37 and the locking groove 30 of the first flange portion 27 and the pin 36 are determined by the drive shaft 21.
, And the angular velocity of the annular disk 29 changes, resulting in irregular angular velocity rotation.
【００３０】これにより、カムシャフト２２は駆動軸２
１に対して２重に増速された状態になり、両者の回転位
相差が図７Ｂに示すように変化（Ｐ点は同位相点）し、
したがって、吸気弁２５は、そのバルブリフト特性が図
７Ａの一点鎖線で示すように弁作動角が小さくなり、閉
弁時期が十分に早くなると共に、開弁時期が遅くなって
排気弁とのバルブオーバラップが小さくなる。この結
果、低回転低負荷時における吸気の気筒内の残留ガスが
減少し、燃焼が改善されるため、燃費を低減できる。Thus, the camshaft 22 is connected to the drive shaft 2
As shown in FIG. 7B, the speed is doubled with respect to 1 and the rotational phase difference between the two changes (point P is the same phase point).
Accordingly, the intake valve 25 has a valve lift characteristic whose valve lift characteristic is small as indicated by the dashed line in FIG. 7A, the valve close timing is sufficiently early, and the valve open timing is late, so that the valve with the exhaust valve is delayed. Overlap is reduced. As a result, the residual gas in the cylinder of the intake air at the time of low rotation and low load is reduced, and the combustion is improved, so that the fuel efficiency can be reduced.
【００３１】また、前記セクションＳ４でアイドルスイ
ッチがＯＮの場合つまりスロットルバルブが閉じている
場合は、セクションＳ９に移行して前述のような作用に
よって吸気弁２５の小作動角制御を行う。If the idle switch is ON in the section S4, that is, if the throttle valve is closed, the flow shifts to the section S9 to control the small operating angle of the intake valve 25 by the above-described operation.
【００３２】さらに、前記セクションＳ５において、ス
ロットルバルブの閉じ速度ＶCが所定の閉じ速度値ＶCS
より大きいと判断した場合は、セクションＳ９に移行し
て小作動角制御を行う。したがって、閉弁時期が進んで
下死点付近になるため、吸気充填効率が高くなり、この
結果、ポンプ損失が増大する。したがって、この増大し
たポンプ損失をエンジンブレーキとして有効に利用でき
るので、減速性能が良好になる。Further, in the section S5, the closing speed V C of the throttle valve is set to a predetermined closing speed value V CS.
If it is determined that it is larger, the process proceeds to section S9, and the small operation angle control is performed. Therefore, since the valve closing timing advances and approaches the bottom dead center, the intake charge efficiency increases, and as a result, the pump loss increases. Therefore, the increased pump loss can be effectively used as the engine brake, and the deceleration performance is improved.
【００３３】一方、前記セクションＳ６で現在の機関回
転数ＮがＮ2よりも大きいと判断した場合は、高回転領
域（図９のＤ領域）であるため、セクションＳ１２に移
行して大作動角制御を行う。On the other hand, since the sections in S6 current engine speed N when it is determined to be greater than N 2, the high rotation region (D region of FIG. 9), a large operating angle shifts into sections S12 Perform control.
【００３４】即ち、コントローラ５０から電磁切換弁４
９にＯＮ信号が出力されて作動油が油通路４７から受圧
室４０ａに供給される。したがって、受圧室４０ａの内
圧の上昇に伴い油圧ピストン４２が図３，図６の実線で
示すようにコイルスプリング４５のばね力に抗してレバ
ー３９を押し上げるので、ディスクハウジング３４が偏
心位置から同心方向へ揺動し環状ディスク２９の中心Ｙ
と駆動軸２１の中心Ｘが合致する。したがって、カムシ
ャフト２２と駆動軸２１の回転位相差は生じず、両者２
１，２２が制御機構２３を介して同期回転する。このた
め、吸気弁２５はカム２６のプロフィールにしたがって
開閉作動し、図７Ａの実線で示すようにバルブリフトを
一定としつつ作動角が大きくなり、開弁時期が早くなる
と共に、閉弁時期が遅くなり、バルブオーバアラップが
大きくなる。このため、吸気慣性力を利用した吸気充填
効率が向上し、高出力トルクが得られる。That is, the controller 50 sends the electromagnetic switching valve 4
An ON signal is output to 9 and hydraulic oil is supplied from the oil passage 47 to the pressure receiving chamber 40a. Accordingly, as the internal pressure of the pressure receiving chamber 40a increases, the hydraulic piston 42 pushes up the lever 39 against the spring force of the coil spring 45 as shown by the solid line in FIGS. 3 and 6, so that the disk housing 34 is concentric from the eccentric position. To the center Y of the annular disc 29
And the center X of the drive shaft 21 match. Therefore, there is no rotational phase difference between the camshaft 22 and the drive shaft 21, and both
1 and 22 rotate synchronously via the control mechanism 23. For this reason, the intake valve 25 opens and closes according to the profile of the cam 26, and as shown by the solid line in FIG. 7A, the operating angle increases while the valve lift is kept constant. And the valve overlap increases. For this reason, the intake charging efficiency utilizing the intake inertia is improved, and a high output torque is obtained.
【００３５】更に、前記セクションＳ７で、基本噴射量
ＴPが図９に示す低負荷域と中負荷域のしきい値噴射量
ＴP1よりも大きいと判断した場合は、セクションＳ１０
に進み、ここではＴPが中負荷域と高負荷域のしきい値
噴射量ＴP2よりも大きいか否かを判断する。ここで、大
きいと判断した場合、つまり高負荷域であると判断した
場合は、セクションＳ１１に進む。ここでは、現在の機
関回転数Ｎが前記しきい値回転数Ｎ2より小さいか否か
を判断し、小さい場合は低中回転高負荷域（図９Ｃ領
域）であるからセクション８に進んで小作動角制御を維
持する。Furthermore, in the sections S7, if the basic injection amount T P has a value greater than the threshold injection quantity T P1 of the low load region and the middle load region shown in FIG. 9, Section S10
The process proceeds, here determines greater or not than the threshold injection quantity T P2 of the load range and the high load region medium is T P. Here, when it is determined that it is large, that is, when it is determined that it is in the high load region, the process proceeds to the section S11. Here, the current engine speed N is determined whether the or threshold rotational speed N 2 is less than, smaller proceeds to section 8 from a lower middle speed and high load region (Figure 9C region) small Maintain operating angle control.
【００３６】また、前記セクションＳ８で、ＮがＮ1よ
りも大きいと判断した場合は、中回転低負荷域であるか
らＢ領域になるため、セクションＳ１２で図７Ａの実線
で示す大作動角制御を行う。Further, in the section S8, N is If it is determined to be larger than N 1, since consisting of a middle speed and low load region to B region, the large operating angle control shown by a solid line in FIG. 7A in section S12 I do.
【００３７】他方、セクションＳ１０でＴPがＴP2より
も小さいと判断した場合は、低回転低負荷域（Ａ領域）
から低中回転中負荷域（図９のＢ領域）に移行したので
あるからセクションＳ１２に進んで前述のような大作動
角に制御する。このため、吸気弁２５の閉弁時期が下死
点より遅角制御されるので、ポンプ損失を低減でき、燃
費が向上する。また、バルブオーバーラップが大きくな
るので、気筒内に残留ガスを増加させることにより（所
謂内部ＥＧＲ）排気ガス中のＮＯXの発生を抑制するこ
とができる。この結果、排気エミッション性能が向上す
る。On the other hand, when it is determined in the section S10 that T P is smaller than T P2 , a low-speed low-load region (A region)
Since it has shifted to the low / medium rotation / medium load region (region B in FIG. 9), the process proceeds to section S12 to control the large operating angle as described above. Therefore, the closing timing of the intake valve 25 is controlled to be retarded from the bottom dead center, so that pump loss can be reduced and fuel efficiency can be improved. Further, since the valve overlap is increased, it is possible to suppress the generation of the NO X in the (so-called internal EGR) in exhaust gas by increasing the residual gas in the cylinder. As a result, the exhaust emission performance is improved.
【００３８】しかも、斯かる小作動角から大作動角への
変換制御は、作動角の変化により吸気充填効率が変化す
るものの、所定の制御時間、約０.３〜０.５秒で作動角
が徐々に変化するため、大きなトルクショックが発生し
ない。特に、本実施例では、作動角が変化してもリフト
量は一定であるため、リフト量も変化させる場合に比較
して吸気弁２５の開度の変化が少なく、充填効率の変化
も小さいため、この分トルクショックが発生しにくい。In addition, in the conversion control from the small operation angle to the large operation angle, although the intake charging efficiency changes due to the change of the operation angle, the operation control takes a predetermined control time of about 0.3 to 0.5 second. Does not cause a large torque shock. In particular, in this embodiment, since the lift amount is constant even when the operating angle changes, the change in the opening degree of the intake valve 25 and the change in the charging efficiency are small as compared with the case where the lift amount is also changed. Therefore, torque shock is less likely to occur.
【００３９】更に、セクションＳ１１でＮがＮ2よりも
大きいと判断した場合は、高回転高負荷域（図９のＤ領
域）であるため、大作動角に制御され、前述のような出
力トルクの向上が図れる。[0039] Furthermore, if N has a value greater than N 2 at section S11, since the high rotation and high load region (D region of FIG. 9), is controlled to a large operating angle, the output torque as described above Can be improved.
【００４０】更に、前述のようにＢ領域で大作動角制御
を行っている状態から急な減速（アクセルペダルを離
す）を行いＡ領域に移行した場合は、速やかに小作動角
制御が実施される。したがって、吸気弁２５の閉弁時期
が下死点近傍になるので、有効吸入ストロークが長くな
りポンプ損失の増大化によるエンジンブレーキ性能が向
上する。Further, as described above, when the vehicle is rapidly decelerated (releasing the accelerator pedal) from the state in which the large operation angle control is being performed in the region B and the operation is shifted to the region A, the small operation angle control is immediately performed. You. Therefore, since the closing timing of the intake valve 25 is near the bottom dead center, the effective suction stroke is increased, and the engine braking performance is improved by increasing the pump loss.
【００４１】[0041]
【発明の効果】以上の説明で明らかなように、本発明に
よれば、アクセルペダルを戻して急な減速をしようとし
た場合には、駆動機構が制御機構を介して小作動角に制
御するため、機関のポンプ損失が増大し、減速時のエン
ジンブレーキ性能が高められ、この結果減速性能を向上
する。また、エンジンブレーキ性能の向上に伴いフット
ブレーキの負担を減少させることができるため、ブレー
キライニングの摩耗が抑制されて耐久性を向上させるこ
とが可能になる。As is apparent from the above description, according to the present invention, when the accelerator pedal is returned and sudden deceleration is attempted, the drive mechanism controls the small operating angle via the control mechanism. Therefore, the pump loss of the engine increases, and the engine braking performance at the time of deceleration is enhanced. As a result, the deceleration performance is improved. Further, since the load on the foot brake can be reduced with the improvement of the engine braking performance, the wear of the brake lining is suppressed, and the durability can be improved.
【図１】本発明の一実施例を示す要部縦断面図。FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a main part showing one embodiment of the present invention.
【図２】本実施例の要部平面図。FIG. 2 is a plan view of a main part of the embodiment.
【図３】図１のＡ−Ａ線断面図。FIG. 3 is a sectional view taken along line AA of FIG. 1;
【図４】図２のＢ−Ｂ線断面図。FIG. 4 is a sectional view taken along line BB of FIG. 2;
【図５】図２のＣ−Ｃ線断面図。FIG. 5 is a sectional view taken along line CC of FIG. 2;
【図６】本実施例の駆動機構を示す概略図。FIG. 6 is a schematic diagram showing a drive mechanism of the present embodiment.
【図７】Ａは本実施例のカムによるバルブリフト特性
図、Ｂは駆動軸とカムシャフトとの回転位相差の特性
図。7A is a characteristic diagram of valve lift by the cam of the present embodiment, and FIG. 7B is a characteristic diagram of a rotational phase difference between a drive shaft and a camshaft.
【図８】本実施例のコントローラによる制御フローチャ
ート図。FIG. 8 is a control flowchart of the controller according to the embodiment.
【図９】各運転領域を示すマップ。FIG. 9 is a map showing each operation area.
２１…駆動軸 ２２…カムシャフト ２３…制御機構 ２４…駆動機構 ２５…吸気弁 ２９…環状ディスク ５０…コントローラ ５２…スロットル開度センサ Ｘ…駆動軸の中心 Ｙ…環状ディスクの中心 DESCRIPTION OF SYMBOLS 21 ... Drive shaft 22 ... Cam shaft 23 ... Control mechanism 24 ... Drive mechanism 25 ... Intake valve 29 ... Annular disk 50 ... Controller 52 ... Throttle opening sensor X ... Center of drive shaft Y ... Center of annular disk
フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F02D 13/02 F01L 13/00 301 F01L 13/06 F02D 45/00 310 Continuation of the front page (58) Field surveyed (Int. Cl. 7 , DB name) F02D 13/02 F01L 13/00 301 F01L 13/06 F02D 45/00 310
Claims (2)
該駆動軸の同軸上に相対回転自在に設けられ、外周に吸
排気弁を作動させるカムを有するカムシャフトと、前記
駆動軸とカムシャフトとを連繋し、かつ駆動軸の軸心に
対する偏心量を可変制御して駆動軸とカムシャフトとの
相対的な角速度を変化させることにより前記吸気弁ある
いは排気弁の作動角を大小に制御する制御機構と、機関
運転状態に応じて前記偏心量を可変にすべく前記制御機
構を揺動させる駆動機構とを備えた吸排気弁駆動制御装
置において、 前記駆動機構は、コントローラがスロットルバルブの開
閉速度を検出する開閉速度検出センサからの情報信号を
入力し、機関減速時に前記開閉速度検出センサにより前
記スロットルバルブの閉じ速度が所定の速度値以上であ
ることを検出した際には、前記制御機構を介して吸気弁
あるいは排気弁を小作動角に制御して閉弁時期をピスト
ン下死点付近にすることを特徴とする内燃機関の吸排気
弁駆動装置。A drive shaft rotatably driven by an engine;
A camshaft provided coaxially with the drive shaft so as to be rotatable relative to each other, and having a cam on its outer periphery for operating an intake / exhaust valve; connecting the drive shaft to the camshaft; A control mechanism for variably controlling the relative angular velocity between the drive shaft and the camshaft to control the operating angle of the intake valve or the exhaust valve to be large or small, and variably changing the eccentric amount according to the engine operating state. An intake / exhaust valve drive control device including a drive mechanism for swinging the control mechanism, wherein the drive mechanism inputs an information signal from an opening / closing speed detection sensor that detects an opening / closing speed of a throttle valve by a controller; when closing speed before <br/> Symbol throttle valve by the opening and closing speed detection sensor at the time of engine deceleration is detected to be not less than a predetermined speed value, the intake valve via the control mechanism Piston the closing timing is Rui by controlling the exhaust valve to a small operating angle
An intake / exhaust valve driving device for an internal combustion engine, wherein the driving device is located near bottom dead center .
トルバルブの開閉位置を検出する開閉位置検出センサか
らの情報信号を入力し、スロットルバルブの閉位置を検
出した際には、前記制御機構を介して前記吸気弁あるい
は排気弁を小作動角に制御することを特徴とする請求項
１記載の内燃機関の吸排気弁駆動制御装置。2. The drive mechanism receives an information signal from an open / close position detection sensor for detecting an open / close position of a throttle valve by a controller, and when the controller detects a closed position of the throttle valve, the drive mechanism sends the information signal via the control mechanism. The intake valve or
2. An intake and exhaust valve drive control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the exhaust valve is controlled to a small operating angle.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP17308295A JP3320590B2 (en) | 1995-07-10 | 1995-07-10 | Intake and exhaust valve drive control device for internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
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Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0925836A JPH0925836A (en) | 1997-01-28 |
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Family Applications (1)
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