JP6190997B1 - 内燃機関の弁駆動機構 - Google Patents
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Abstract
【課題】内燃機関により駆動する容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダを周期的に作動させてガス交換弁を開閉作動する往復動機関は、クランク軸の2回転に1回の弁作動を行うので油圧回路に切替え手段が必要となる、容積型ポンプのハウジングに油圧通路を設けると放射状配置となる、設置できる油圧回路数が制約される等の問題点がある。【解決手段】出力手段、容積型油圧供給手段、および回転伝動手段から成り、前記容積型油圧供給手段は、前記容積型ポンプと回転継手とを備え、前記容積型ポンプは、管状のカムの内側に基準プロフィールとカムプロフィールを設け、前記カムの内周面を摺動する複数のベーンまたはプランジャと各々のポンプの油圧中継路をロータに設け、前記回転継手は、前記ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に周方向無端溝を設けた内燃機関の弁駆動機構とする。【選択図】 図1
Description
本発明は、油圧によりガス交換弁を作動する4サイクル内燃機関の弁駆動機構に関するものである。
多気筒型内燃機関において、クランク軸からの動力で駆動する駆動カムにて作動する複数の油圧供給部材(油圧ポンプ等)を放射状に配置し、カムの共用により構造を簡素化して部品点数を少なくし、製造費の低減と信頼性を向上する内燃機関用排気弁駆動装置(特許文献1)があり、2サイクル内燃機関はクランク軸に駆動カムを設けることができるが、4サイクル機関では、電気的な油圧回路の切り替え手段が必要となる問題点と、ベーンポンプでは前記放射状配置の設置では油圧回路数が制約される問題点がある。
4サイクルエンジンにおいて、クランクに同軸に駆動カムを設け、前記駆動カムの回転に伴ってバルブを開閉させる油圧駆動系を備えて、クランク軸の2回転につき1回動作させ、更に、制御弁にて出力側油路を入力側油路と低圧油路の両方に連通させることにより、バルブを任意のタイミングで閉弁できる4サイクルエンジン(特許文献2)があり、クランク軸に設けた複数の気筒のバルブを作動させる共通カムにより簡素な構成となるが、任意のタイミングで閉弁できるが等加速度運動とならないのでバルブの閉弁衝撃の抑制が困難で、制御弁がスプール式の場合はスプールの運動衝撃と3位置の往復運動となることによる応答性の問題により、高速運転が困難である。
排気バルブのカムによって、ロッカーアーム部材を介してポンピングピストンを作動して発生する油圧にてピストンを作動して吸気弁を開閉し、前記ピストンをソレノイドで制御して任意のタイミングで閉じ、通路開口面積の変化によるクッション作用を有するマルチシリンダー内燃機関(特許文献3)があり、カムは排気バルブと共通で、油圧通路が短く、シリンダヘッドのユニット化ができるが、排気バルブのカムとロッカーアームが吸気バルブ毎に必要で、制御により任意のタイミングで閉弁できるが、前記制御によりバルブの閉弁速度が速くなり、クッション機構での緩衝では高速回転数で着座衝撃を十分に抑制することが困難である。
4サイクルエンジンにおいて、クランクに同軸に駆動カムを設け、前記駆動カムの回転に伴ってバルブを開閉させる油圧駆動系を備えて、クランク軸の2回転につき1回動作させ、更に、制御弁にて出力側油路を入力側油路と低圧油路の両方に連通させることにより、バルブを任意のタイミングで閉弁できる4サイクルエンジン(特許文献2)があり、クランク軸に設けた複数の気筒のバルブを作動させる共通カムにより簡素な構成となるが、任意のタイミングで閉弁できるが等加速度運動とならないのでバルブの閉弁衝撃の抑制が困難で、制御弁がスプール式の場合はスプールの運動衝撃と3位置の往復運動となることによる応答性の問題により、高速運転が困難である。
排気バルブのカムによって、ロッカーアーム部材を介してポンピングピストンを作動して発生する油圧にてピストンを作動して吸気弁を開閉し、前記ピストンをソレノイドで制御して任意のタイミングで閉じ、通路開口面積の変化によるクッション作用を有するマルチシリンダー内燃機関(特許文献3)があり、カムは排気バルブと共通で、油圧通路が短く、シリンダヘッドのユニット化ができるが、排気バルブのカムとロッカーアームが吸気バルブ毎に必要で、制御により任意のタイミングで閉弁できるが、前記制御によりバルブの閉弁速度が速くなり、クッション機構での緩衝では高速回転数で着座衝撃を十分に抑制することが困難である。
カムシャフトに設けたカムと複数のベーンを有するマスタシリンダに油圧により作動接続するスレーブシリンダでガス交換弁を作動し、供給される油圧液量を制御装置の作動部材でコントロールし、往復動ピストン内燃機関のガス交換弁をハイドロリック的に制御するための装置(特許文献4)があり、前記装置は、圧力形成および量制御のため、ステータを取り囲むようにウォームねじ山を有する制御リングを配置し、ウォームにより量制御を行える。
ステータにベーンを設け、マスタシリンダから略放射状に油圧通路を設けるので油圧回路数が制限される問題点があり、ガス交換弁との接続距離が長くなり、前記制御装置はそれぞれの油圧通路に複雑な油圧調整機構が必要である。
機関回転に同期する第1カムおよび第2カムと、前記カムに従動してシリンダ内を摺動する第1タペットおよび第2タペットと、前記タペットの進退により圧力が変化するシリンダ油圧室に受圧部を臨ませ、油圧に応じて弁を押圧するピストンと、運転状況に応じて前記カムの位相を可変とする位相調整手段とを備え、前記第1カムに応動して弁を開き、前記第2カムに応動して弁を閉じる内燃機関の弁駆動機構(特許文献5)がある。
前記第1カムおよび第2カム等から成る前記弁駆動機構が制御する各弁に必要であり、装置が複雑で製造原価が高くなる問題点がある。
ステータにベーンを設け、マスタシリンダから略放射状に油圧通路を設けるので油圧回路数が制限される問題点があり、ガス交換弁との接続距離が長くなり、前記制御装置はそれぞれの油圧通路に複雑な油圧調整機構が必要である。
機関回転に同期する第1カムおよび第2カムと、前記カムに従動してシリンダ内を摺動する第1タペットおよび第2タペットと、前記タペットの進退により圧力が変化するシリンダ油圧室に受圧部を臨ませ、油圧に応じて弁を押圧するピストンと、運転状況に応じて前記カムの位相を可変とする位相調整手段とを備え、前記第1カムに応動して弁を開き、前記第2カムに応動して弁を閉じる内燃機関の弁駆動機構(特許文献5)がある。
前記第1カムおよび第2カム等から成る前記弁駆動機構が制御する各弁に必要であり、装置が複雑で製造原価が高くなる問題点がある。
従来技術のOHV等のプッシュロッドを使用する弁駆動機構があり、プッシュロッドの熱膨張によるバルブクリアランスの異常、往復運動による高速化が困難等の問題点があるが、プッシュロッドを油圧に置き換えることにより、プッシュロッドのように座屈懸念が無く、油圧にて圧縮応力を伝達するので潤滑機能があり、金属性のプッシュロッドより油圧の油の比重が小さいので慣性が小さく、高速回転に対応できる利点がある。
本願発明により、油圧によりガス交換弁を作動する4サイクル内燃機関において、内周面にカムプロフィールを設けた管状のカムと、前記カム内周面に摺動しながら回転するベーンまたはプランジャを放射状に設けたロータからなる容積型ポンプと、前記ロータに設けた回転継手(請求項1)、方向制御弁(請求項2)、前記カムを回動させる位相制御手段(請求項3)、および第2の容積型ポンプ(請求項4)により、前記文献の問題点を解消し、簡素な構造で内燃機関のガス交換弁の任意無段開閉制御ができ、更に油圧回路を追加することにより油圧回生手段による油圧ポンプ機能、油圧補助手段等によるラッシュアジャスタ機能を付加できる。
本願発明により、油圧によりガス交換弁を作動する4サイクル内燃機関において、内周面にカムプロフィールを設けた管状のカムと、前記カム内周面に摺動しながら回転するベーンまたはプランジャを放射状に設けたロータからなる容積型ポンプと、前記ロータに設けた回転継手(請求項1)、方向制御弁(請求項2)、前記カムを回動させる位相制御手段(請求項3)、および第2の容積型ポンプ(請求項4)により、前記文献の問題点を解消し、簡素な構造で内燃機関のガス交換弁の任意無段開閉制御ができ、更に油圧回路を追加することにより油圧回生手段による油圧ポンプ機能、油圧補助手段等によるラッシュアジャスタ機能を付加できる。
内燃機関で駆動するカム機構で駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダを周期的に作動させ、前記弁シリンダが1本または複数のガス交換弁を開閉作動する往復動機関は、前記カムをクランク軸で回転すると、クランク軸の2回転に1回の弁作動を行うために制御を伴う油圧回路の切替え手段が必要となる問題点がある。
容積型ポンプのハウジングに直接油圧通路を設けると油圧通路が放射状の配置となり、構造上ベーンポンプやプランジャーポンプでは油圧回路の設置が制約される問題点がある。
容積型ポンプのハウジングに直接油圧通路を設けると油圧通路が放射状の配置となり、構造上ベーンポンプやプランジャーポンプでは油圧回路の設置が制約される問題点がある。
請求項1は、4サイクル内燃機関にて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダを周期的に作動させ、前記弁シリンダが1本または複数のガス交換弁を開閉作動する往復動機関において、出力手段、容積型油圧供給手段、および回転伝動手段から成る内燃機関の弁駆動機構であって、前記出力手段は、前記弁シリンダと、クランク軸と、前記クランク軸に連動する少なくとも一つのピストンと、シリンダと、を備え、前記回転伝動手段は、前記クランク軸に設けた駆動車と、有効径が前記駆動車の2倍の前記容積型ポンプのロータに設けた従動車と、を備え、前記容積型油圧供給手段は、前記容積型ポンプと、回転継手と、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカムの内側に、基準プロフィールと1個のカムプロフィールを設け、前記カムの内周面を摺動する複数のベーンまたはプランジャを前記ロータに設け、前記ロータは、前記複数のベーンまたはプランジャで発生する各油圧を移送する油圧中継路を備え、前記回転継手は、前記ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路に対応する周方向無端溝を設け、前記各周方向無端溝は前記弁シリンダと油圧通路にて連通する内燃機関の弁駆動機構である。
請求項2は、前記容積型油圧供給手段が、前記容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカムの内側に、基準プロフィールと少なくとも2個のカムプロフィールを周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁は、前記ロータの外周面または前記ロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路に対応する周方向有端溝を設け、前記弁シリンダは前記各周方向有端溝と油圧通路にて連通する請求項1に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
請求項3は、前記ロータの回転軸を中心に前記カムを回動させるアクチェータと、前記アクチェータの制御手段と、を備えた位相制御手段を設け、前記内燃機関の運転状況により前記アクチェータにて前記カムを回動し、前記ガス交換弁の開弁タイミング制御を行う請求項1または2に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
請求項4は、前記ロータの軸方向に、前記カムと、前記ベーンまたは前記プランジャから成る2台の容積型ポンプを設け、少なくとも1台の前記容積型ポンプに前記位相制御手段を備え、前記2台の容積型ポンプのカムは少なくとも1個のカムプロフィールを備え、各々の容積型ポンプの前記ベーンまたは前記プランジャで発生する略同位相の油圧は前記油圧中継路にて連通し、前記各油圧中継路に空油変換器を設け、前記内燃機関の運転状況により前記位相制御手段にて前記カムを回動し、前記ガス交換弁の開閉調整を行う請求項3に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
本願発明の前記請求項1は、4サイクル内燃機関で駆動する容積型ポンプは、ロータと、管状のカムと、ロータの回転軸に設けたベーンまたはプランジャとで構成し、カムを共用して多数の油圧回路を配置できる簡素な構造で、油圧供給手段の信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
クランク軸に設けた駆動車と前記容積型ポンプに設けた従動車による二分の一の減速により、発生する油圧を対応する弁シリンダに供給するので、油圧回路の切替え手段が不要となる効果がある。
ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に設けた周方向無端溝から成る回転継手により、任意の角度に油圧配管を設けることができるので、油圧回路の制約となる放射状配置の問題点が解消できる。
更に、油圧回生手段を設けることにより、弁シリンダの作動に寄与しないセルによる油圧が利用できるので、パワーステアリング、CVT、あるいは本願発明の請求項3または請求項4の位相制御手段の油圧として利用できる効果がある。
前記弁シリンダの油圧回路に油圧補正手段を設けることにより、バルブクリアランスを自動的に無くすラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
クランク軸に設けた駆動車と前記容積型ポンプに設けた従動車による二分の一の減速により、発生する油圧を対応する弁シリンダに供給するので、油圧回路の切替え手段が不要となる効果がある。
ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に設けた周方向無端溝から成る回転継手により、任意の角度に油圧配管を設けることができるので、油圧回路の制約となる放射状配置の問題点が解消できる。
更に、油圧回生手段を設けることにより、弁シリンダの作動に寄与しないセルによる油圧が利用できるので、パワーステアリング、CVT、あるいは本願発明の請求項3または請求項4の位相制御手段の油圧として利用できる効果がある。
前記弁シリンダの油圧回路に油圧補正手段を設けることにより、バルブクリアランスを自動的に無くすラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
本願発明の請求項2は、前記容積型油圧供給手段が、前記容積型ポンプと、方向制御弁を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカムの内側に、基準プロフィールと少なくとも2個のカムプロフィールを周方向に等間隔に設けるので、カムを共用して請求項1より更に多くの油圧回路を配置でき、簡素な構造で信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
前記方向制御弁は、前記ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に前記カムプロフィールで発生する油圧に対応する周方向有端溝を設け、前記複数のカムプロフィールと同じ位相で前記ロータハウジングの内周面の前記周方向有端溝に連通する位置に前記弁シリンダに連通する油圧通路を設けるので、電気的制御を必要としない前記方向制御弁により、一つのセルの油圧で複数の弁シリンダを油圧駆動でき、内燃機関の弁駆動機構が簡素な構成で信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
前記弁シリンダの油圧回路を開弁動作終了時に、前記方向制御弁にて油圧補助手段の油タンクに連通することにより、確実なラッシュアジャスタ機能が得られる効果がある。
前記方向制御弁は、前記ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に前記カムプロフィールで発生する油圧に対応する周方向有端溝を設け、前記複数のカムプロフィールと同じ位相で前記ロータハウジングの内周面の前記周方向有端溝に連通する位置に前記弁シリンダに連通する油圧通路を設けるので、電気的制御を必要としない前記方向制御弁により、一つのセルの油圧で複数の弁シリンダを油圧駆動でき、内燃機関の弁駆動機構が簡素な構成で信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
前記弁シリンダの油圧回路を開弁動作終了時に、前記方向制御弁にて油圧補助手段の油タンクに連通することにより、確実なラッシュアジャスタ機能が得られる効果がある。
本願発明の請求項3の前記ロータの回転軸を中心に前記カムを回動させるアクチェータと、前記アクチェータの制御手段を備えた位相制御手段を設け、前記内燃機関の運転状況により前記アクチェータにて前記カムを回動して油圧発生の位相制御を行うので、簡素な構成で弁の開弁タイミングを制御できる内燃機関の弁駆動機構となり、信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
本願発明の請求項4は、前記ロータの軸方向に、第2の容積型ポンプを設け、一方または両方の容積型ポンプに前記位相制御手段を備え、各々の容積型ポンプの発生する同位相の油圧を前記油圧中継路にて連通し、各々の前記油圧中継路に1個の空油変換器を設ける構成で、ガス交換弁の開閉タイミングおよび/または開閉量の調整ができる弁制御機構が、簡素な構成で信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
前記アクチェータにて前記カムを回動して油圧発生の位相制御を行うことにより、前記内燃機関の運転状況に対応したガス交換弁の開閉制御を高い応答性で無段調整できるので、内燃機関の大幅な性能向上ができる効果がある。
前記アクチェータにて前記カムを回動して油圧発生の位相制御を行うことにより、前記内燃機関の運転状況に対応したガス交換弁の開閉制御を高い応答性で無段調整できるので、内燃機関の大幅な性能向上ができる効果がある。
前記図面(図1〜24)に従って、本願発明の各実施例(実施例1〜12)を、以下に説明する。
以下の説明において、容積型ポンプは構造が簡素なベーンポンプの実施例を優先して記載しているが、各実施例のベーンポンプを高圧の油圧に対応できるプランジャーポンプに置き換えることもできる。
各実施例において、弁シリンダの作動に寄与しないセルの油圧は、油圧による回生ポンプとすることも、空気によるフリー空間とすることもできる。
以下の説明において、容積型ポンプは構造が簡素なベーンポンプの実施例を優先して記載しているが、各実施例のベーンポンプを高圧の油圧に対応できるプランジャーポンプに置き換えることもできる。
各実施例において、弁シリンダの作動に寄与しないセルの油圧は、油圧による回生ポンプとすることも、空気によるフリー空間とすることもできる。
図1は、実施例1(請求項1対応)の、管状のカムを用いた容積型ポンプと回転継手から成る容積型油圧供給手段を備えた内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図1は、4サイクル内燃機関1にて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダ41(−1、−2)を周期的に作動させ、前記弁シリンダ41(−1、−2)が1本のガス交換弁45(−1、−2)を開閉作動する往復動機関において、出力手段4、容積型油圧供給手段7、および回転伝動手段6から成る内燃機関1の弁駆動機構であって、前記出力手段4は、前記弁シリンダ41(−1、−2)と、クランク軸49と、前記クランク軸49に連動する図示しない二つのピストンと、シリンダ46(−1、−2)と、を備え、前記回転伝動手段6は、前記クランク軸49に設けた駆動車62と、有効径が前記駆動車62の2倍の前記容積型ポンプのロータ72に設けた従動車61と、を備え、前記容積型油圧供給手段7は、前記容積型ポンプと、回転継手76と、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム71の内側に、基準プロフィール710と1個のカムプロフィール711を設け、前記カム71の内周面を摺動する4個のベーン73を前記ロータ72に設け、前記ロータ72は、前記4個のベーンで発生する各油圧を移送する油圧中継路721、722を備え、前記回転継手76は前記ロータ72の外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路721、722に対応する図示しない周方向無端溝を設け、前記弁シリンダ41(−1、−2)は前記各周方向無端溝と油圧通路78(−1、−2)にて連通する内燃機関1の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
油圧補助手段8は、前記各油圧通路78(−1、−2)に連通する各油圧通路88(−1、−2)を備え、前記油圧通路88(−1、−2)は逆止弁83(−1、−2)を介して油タンク80に連通する。
図1は、4サイクル内燃機関1にて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダ41(−1、−2)を周期的に作動させ、前記弁シリンダ41(−1、−2)が1本のガス交換弁45(−1、−2)を開閉作動する往復動機関において、出力手段4、容積型油圧供給手段7、および回転伝動手段6から成る内燃機関1の弁駆動機構であって、前記出力手段4は、前記弁シリンダ41(−1、−2)と、クランク軸49と、前記クランク軸49に連動する図示しない二つのピストンと、シリンダ46(−1、−2)と、を備え、前記回転伝動手段6は、前記クランク軸49に設けた駆動車62と、有効径が前記駆動車62の2倍の前記容積型ポンプのロータ72に設けた従動車61と、を備え、前記容積型油圧供給手段7は、前記容積型ポンプと、回転継手76と、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム71の内側に、基準プロフィール710と1個のカムプロフィール711を設け、前記カム71の内周面を摺動する4個のベーン73を前記ロータ72に設け、前記ロータ72は、前記4個のベーンで発生する各油圧を移送する油圧中継路721、722を備え、前記回転継手76は前記ロータ72の外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路721、722に対応する図示しない周方向無端溝を設け、前記弁シリンダ41(−1、−2)は前記各周方向無端溝と油圧通路78(−1、−2)にて連通する内燃機関1の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
油圧補助手段8は、前記各油圧通路78(−1、−2)に連通する各油圧通路88(−1、−2)を備え、前記油圧通路88(−1、−2)は逆止弁83(−1、−2)を介して油タンク80に連通する。
図1の内燃機関1の弁駆動機構の作用は、容積型油圧供給手段7の前記カム71、ロータ72、およびベーン73から成る容積型ポンプにおいて、前記カムプロフィール711により発生する油圧が、油圧中継路721、722、回転継手76、油圧通路78−1、78−2を通って、各々の弁シリンダ41(−1、−2)に供給され、周期的にガス交換弁45(−1、−2)が開弁し、油圧の漏れ等による負圧が発生する場合は、前記油圧補助手段8の油タンク80から前記負圧により油を補給する。
前記ロータ72は、回転伝動手段6にて出力手段4のクランク軸49の回転数の二分の一に回転が減速されたているので、4サイクル内燃機関1の吸気行程または排気行程に対応して開弁する。
前記カムプロフィール711の設置角θ1と弁駆動油圧のベーン73の設置角θ2による開弁制御は、図4にて説明する。
弁駆動に寄与しない油圧は、油圧中継路726、回転継手76を通って油圧補助手段8の油タンク80に連通し、油圧は常に大気圧に解放される。
前記ロータ72は、回転伝動手段6にて出力手段4のクランク軸49の回転数の二分の一に回転が減速されたているので、4サイクル内燃機関1の吸気行程または排気行程に対応して開弁する。
前記カムプロフィール711の設置角θ1と弁駆動油圧のベーン73の設置角θ2による開弁制御は、図4にて説明する。
弁駆動に寄与しない油圧は、油圧中継路726、回転継手76を通って油圧補助手段8の油タンク80に連通し、油圧は常に大気圧に解放される。
図2は、前記実施例1(図1)の容積型油圧供給手段の、上図は全断面図、下図は本体各部の断面図、および周辺油圧回路図と付加できる油圧回生手段と油圧補助手段である。
図2の容積型油圧供給手段7は、前記容積型ポンプであるカム71、ロータ72、およびベーン73と、回転継手76と、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム71の内側に、前記ロータ72の回転軸を中心とする基準プロフィール710と1個のカムプロフィール711を設け、前記カム71の内周面を摺動する4個のベーン73を前記ロータ72に備え、前記ロータ72は、前記4個のベーン73で発生する各油圧を移送する油圧中継路721、722、726を備え、前記回転継手76は、前記ロータの外周面に周方向無端溝768−3、ロータハウジングの内周面に周方向無端溝768(−1、−2)を備え、前記周方向無端溝768(−1、−2)は前記各油圧中継路721、722と前記各油圧に対応する図示しない前記弁シリンダに油圧を供給する各油圧通路78(−1、−2)とに連通する。
前記周方向無端溝768−3は、弁を作動するセル738(−1、−2)以外のセルに連通する油圧中継路726と、油圧回生手段9に連通する油圧通路79aに連通する。
油圧補助手段8aは、前記逆止弁83aに並列に絞り弁81と逆止弁82を設けている。
回生油圧の油圧通路98、99を設けた油圧回生手段9のリリーフ弁94の上流側に前記油圧通路79aは連通している。
図2の容積型油圧供給手段7は、前記容積型ポンプであるカム71、ロータ72、およびベーン73と、回転継手76と、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム71の内側に、前記ロータ72の回転軸を中心とする基準プロフィール710と1個のカムプロフィール711を設け、前記カム71の内周面を摺動する4個のベーン73を前記ロータ72に備え、前記ロータ72は、前記4個のベーン73で発生する各油圧を移送する油圧中継路721、722、726を備え、前記回転継手76は、前記ロータの外周面に周方向無端溝768−3、ロータハウジングの内周面に周方向無端溝768(−1、−2)を備え、前記周方向無端溝768(−1、−2)は前記各油圧中継路721、722と前記各油圧に対応する図示しない前記弁シリンダに油圧を供給する各油圧通路78(−1、−2)とに連通する。
前記周方向無端溝768−3は、弁を作動するセル738(−1、−2)以外のセルに連通する油圧中継路726と、油圧回生手段9に連通する油圧通路79aに連通する。
油圧補助手段8aは、前記逆止弁83aに並列に絞り弁81と逆止弁82を設けている。
回生油圧の油圧通路98、99を設けた油圧回生手段9のリリーフ弁94の上流側に前記油圧通路79aは連通している。
図2の容積型油圧供給手段7の作用は、油圧発生作用は前記図1の作用と同じで、前記カム71、ロータ72、およびベーン73から成る容積型ポンプにおいて、前記カムプロフィール711によりセル738(−1.−2)の容積を縮小することにより発生する油圧が、油圧中継路721、722を通り、回転継手76である前記ロータ72内周面に設けた周方向無端溝768(−1、−2)に供給され、油圧通路78−1、78−2を通って、図示しない各々の弁シリンダ41(−1、−2)に供給され、周期的にガス交換弁45(−1、−2)を開弁する。
前記油圧補助手段8aにより、油圧の漏れ等による負圧が発生する場合は、前記油圧補助手段の油タンク80aから前記負圧により油を補給して油にキャビテーションによる気泡の発生を防止し、油圧の一部を前記絞り弁81と逆止弁82で油タンク80aに戻すリークダウンにより、バルブクリアランスを自動的に無くすラッシュアジャスタ機能が得られる。
前記カムプロフィール711によりセル738(−1.−2)以外のセルの容積を縮小することにより発生する油圧を、油圧中継路726、周方向無端溝768−3、油圧通路79aを通って、前記油圧回生手段9のリリーフ弁94の上流に供給し、各油圧通路98、99にて油圧を供給できる。
この回生油圧は、リリーフ弁94にて圧力を制御し、逆止弁93、94にて逆流防止作用と油に負圧による気泡の発生防止作用がある。
前記油圧補助手段8aにより、油圧の漏れ等による負圧が発生する場合は、前記油圧補助手段の油タンク80aから前記負圧により油を補給して油にキャビテーションによる気泡の発生を防止し、油圧の一部を前記絞り弁81と逆止弁82で油タンク80aに戻すリークダウンにより、バルブクリアランスを自動的に無くすラッシュアジャスタ機能が得られる。
前記カムプロフィール711によりセル738(−1.−2)以外のセルの容積を縮小することにより発生する油圧を、油圧中継路726、周方向無端溝768−3、油圧通路79aを通って、前記油圧回生手段9のリリーフ弁94の上流に供給し、各油圧通路98、99にて油圧を供給できる。
この回生油圧は、リリーフ弁94にて圧力を制御し、逆止弁93、94にて逆流防止作用と油に負圧による気泡の発生防止作用がある。
図3は、実施2(請求項1対応)の、容積型ポンプをプランジャーポンプとする1気筒内燃機関の吸気と排気のガス交換弁の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図3は、4サイクル内燃機関1pにて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダ411、412を周期的に作動させ、前記弁シリンダ411、412が1本のガス交換弁451、452を開閉作動する往復動機関において、出力手段4p、容積型油圧供給手段7p、および回転伝動手段6pから成る内燃機関の弁駆動機構であって、前記出力手段4pは、前記弁シリンダ411、412と、クランク軸49pと、前記クランク軸49pに連動する一つのピストン47と、シリンダ46と、を備え、前記回転伝動手段6pは、前記クランク軸49pに設けた駆動車62pと、有効径が前記駆動車の2倍の前記容積型ポンプのロータ72pに設けた従動車61pと、を備え、前記容積型油圧供給手段7pは、前記容積型ポンプと、回転継手76pと、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム71pの内側に、基準プロフィール710pと1個のカムプロフィール711pを設け、前記カム71pの内周面を摺動する2個のプランジャ74(-1、-2)を前記ロータ72pに設け、前記ロータ72pは、前記2個のプランジャ74(-1、-2)で発生する各油圧を移送する油圧中継路721p、722pを備え、前記回転継手76pは、前記ロータ72pの外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路721p、722pに対応する図示しない周方向無端溝を設け、前記弁シリンダ411、412は前記各周方向無端溝と油圧通路781、782にて連通する内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図3は、4サイクル内燃機関1pにて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダ411、412を周期的に作動させ、前記弁シリンダ411、412が1本のガス交換弁451、452を開閉作動する往復動機関において、出力手段4p、容積型油圧供給手段7p、および回転伝動手段6pから成る内燃機関の弁駆動機構であって、前記出力手段4pは、前記弁シリンダ411、412と、クランク軸49pと、前記クランク軸49pに連動する一つのピストン47と、シリンダ46と、を備え、前記回転伝動手段6pは、前記クランク軸49pに設けた駆動車62pと、有効径が前記駆動車の2倍の前記容積型ポンプのロータ72pに設けた従動車61pと、を備え、前記容積型油圧供給手段7pは、前記容積型ポンプと、回転継手76pと、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム71pの内側に、基準プロフィール710pと1個のカムプロフィール711pを設け、前記カム71pの内周面を摺動する2個のプランジャ74(-1、-2)を前記ロータ72pに設け、前記ロータ72pは、前記2個のプランジャ74(-1、-2)で発生する各油圧を移送する油圧中継路721p、722pを備え、前記回転継手76pは、前記ロータ72pの外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路721p、722pに対応する図示しない周方向無端溝を設け、前記弁シリンダ411、412は前記各周方向無端溝と油圧通路781、782にて連通する内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図3の内燃機関1pの弁駆動機構の作用は、容積型油圧供給手段7pの前記カム71p、ロータ72p、およびベーン73pから成る容積型ポンプにおいて、前記カムプロフィール711pにより発生する油圧が、油圧中継路721p、722p、回転継手76p、油圧通路781、782を通って、各々の弁シリンダ411、412に供給され、周期的にガス交換弁451、452が開弁し、油圧の漏れ等による負圧が発生する場合は、前記油圧補助手段8pの油タンクから前記負圧により油を補給する。
前記油圧通路781、782の前記弁シリンダ411、412側に、図示しない冷却器を設ける事により、油の温度上昇と劣化を防止することができる。
前記ロータ72pは、回転伝動手段6にて出力手段4pのクランク軸49pの回転数の二分の一に回転が減速されたているので、4サイクル内燃機関1pの吸気行程または排気行程に対応して開弁する。
前記カムプロフィール711pの設置角θ5と弁駆動油圧のプランジャ74(−1、−2)の設置角θ6による開弁制御は、図4にて説明する。
前記油圧通路781、782の前記弁シリンダ411、412側に、図示しない冷却器を設ける事により、油の温度上昇と劣化を防止することができる。
前記ロータ72pは、回転伝動手段6にて出力手段4pのクランク軸49pの回転数の二分の一に回転が減速されたているので、4サイクル内燃機関1pの吸気行程または排気行程に対応して開弁する。
前記カムプロフィール711pの設置角θ5と弁駆動油圧のプランジャ74(−1、−2)の設置角θ6による開弁制御は、図4にて説明する。
図4は、前記実施例1および実施例2の内燃機関の、上図は全行程の弁のリフト量の特性図で、下図は弁作動行程の各位相の容積型ポンプの断面図による作動説明図である。
図4の上図はベーンポンプによる前記実施例1、およびプランジャーポンプによる前記実施例2の4サイクルの弁のリフト量の特性図で、実施例1の弁リフト(A1、A2)は、2気筒内燃機関1の吸気(または排気)のガス交換弁45(−1、−2)であるので、弁リフトA1とA2はクランク角の2行程分(360°)の位相差があり、実施例2の弁リフト(P1、P2)は、1気筒内燃機関1pの排気と吸気のガス交換弁451、452であるので弁リフトP1とP2はクランク角の2行程分(360°)の位相差がある。
下図(A1)、(P1)に示すように各カムプロフィール711、771pを左右対称とすることにより、上図の各弁リフト特性図の上昇挙動と下降挙動は同じになり、更に、上昇挙動と下降挙動は、弁ストロークHの中央部を境に上下逆方向の放物線とするが、低速運転の内燃機関では正弦曲線でも、簡易S字曲線でもよい。
各々のカムプロフィール711、711pの周方向断面形状を前記各弁リフト特性図に対応する形状にすることにより、弁挙動が等加速度となり、振動と着座衝撃を減少できるので高速運転が円滑にできる。
前記実施例1は回転伝動手段6の減速比は二分の一であるので、弁の移動速度を抑制するために、各行程の全域で弁シリンダを移動させるので、
(数1)
θ1=θ2
となり、クランク軸による各行程は180°であるので、
(数2)
2(θ1+θ2)=180°
となり、前記(数1)を(数2)に代入すると、
θ1=θ2=45°となる。
前記実施例2も回転伝動手段6pの減速比は二分の一であるので、弁の移動速度を抑制するために、各行程(180°)の全域で弁シリンダを移動させるので、
(数3)
2θ5=180°
となり、排気行程と吸気行程の各弁シリンダの位相差は1行程(180°)であるので、
(数4)
2θ6=180°
であるので、θ6=90°となる。
上記説明は、回転伝動手段6、6pの減速比が二分の一の場合であるが、減速比が四分の一の場合は、前記θ1、θ2、θ5、θ6の角度を二分の一にできる。
以下の実施例は、ベーンポンプによる実施例を主に説明を行うが、各実施例はベーンポンプとプランジャーポンプの選択ができ、潤滑を重視する、または回生油圧を利用する場合はベーンポンプが有利で、高圧油圧にする場合はプランジャーポンプが適している。
ベーンポンプもプランジャーポンプもロータの高速回転時には遠心力が発生するが、低速回転時にカムの摺動面に付勢する弾性体(スプリング)を設けて略密閉状態を確保し、ベーンの往復運動による背圧処理の大気解放回路等が必要な場合があるが、従来のベーンポンプと方法が同じであるので図示および作用説明を省略する。
図4の上図はベーンポンプによる前記実施例1、およびプランジャーポンプによる前記実施例2の4サイクルの弁のリフト量の特性図で、実施例1の弁リフト(A1、A2)は、2気筒内燃機関1の吸気(または排気)のガス交換弁45(−1、−2)であるので、弁リフトA1とA2はクランク角の2行程分(360°)の位相差があり、実施例2の弁リフト(P1、P2)は、1気筒内燃機関1pの排気と吸気のガス交換弁451、452であるので弁リフトP1とP2はクランク角の2行程分(360°)の位相差がある。
下図(A1)、(P1)に示すように各カムプロフィール711、771pを左右対称とすることにより、上図の各弁リフト特性図の上昇挙動と下降挙動は同じになり、更に、上昇挙動と下降挙動は、弁ストロークHの中央部を境に上下逆方向の放物線とするが、低速運転の内燃機関では正弦曲線でも、簡易S字曲線でもよい。
各々のカムプロフィール711、711pの周方向断面形状を前記各弁リフト特性図に対応する形状にすることにより、弁挙動が等加速度となり、振動と着座衝撃を減少できるので高速運転が円滑にできる。
前記実施例1は回転伝動手段6の減速比は二分の一であるので、弁の移動速度を抑制するために、各行程の全域で弁シリンダを移動させるので、
(数1)
θ1=θ2
となり、クランク軸による各行程は180°であるので、
(数2)
2(θ1+θ2)=180°
となり、前記(数1)を(数2)に代入すると、
θ1=θ2=45°となる。
前記実施例2も回転伝動手段6pの減速比は二分の一であるので、弁の移動速度を抑制するために、各行程(180°)の全域で弁シリンダを移動させるので、
(数3)
2θ5=180°
となり、排気行程と吸気行程の各弁シリンダの位相差は1行程(180°)であるので、
(数4)
2θ6=180°
であるので、θ6=90°となる。
上記説明は、回転伝動手段6、6pの減速比が二分の一の場合であるが、減速比が四分の一の場合は、前記θ1、θ2、θ5、θ6の角度を二分の一にできる。
以下の実施例は、ベーンポンプによる実施例を主に説明を行うが、各実施例はベーンポンプとプランジャーポンプの選択ができ、潤滑を重視する、または回生油圧を利用する場合はベーンポンプが有利で、高圧油圧にする場合はプランジャーポンプが適している。
ベーンポンプもプランジャーポンプもロータの高速回転時には遠心力が発生するが、低速回転時にカムの摺動面に付勢する弾性体(スプリング)を設けて略密閉状態を確保し、ベーンの往復運動による背圧処理の大気解放回路等が必要な場合があるが、従来のベーンポンプと方法が同じであるので図示および作用説明を省略する。
図5は、実施例3(請求項1対応)の4気筒内燃機関の吸気弁の弁駆動機構の構成説明図である。
図5に示すように、4気筒内燃機関の吸気弁の弁駆動機構において、出力手段4b、容積型油圧供給手段7b、および回転伝動手段6bから成る内燃機関1bの弁駆動機構であって、前記容積型油圧供給手段7bは、前記容積型ポンプと、回転継手76bと、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム71bの内側に、前記ロータ72bの回転軸を中心とする基準プロフィール710bと1個のカムプロフィール711bを設け、前記カムの内周面を摺動する八枚のベーン73bを前記ロータ72bに備えた簡素な構造である。
カム71bの1個のカムプロフィール711bを共用して4組の油圧回路を配置できる簡素な構造で、油圧供給手段7bの信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
クランク軸49bに設けた駆動車と前記容積型ポンプに設けた従動車による二分の一の減速回転により発生する油圧を対応する弁シリンダに供給するので油圧回路の切替え手段が不要となる効果がある。
更に、油圧回生手段9bを設けることにより、弁シリンダの作動に寄与しないセルによる油圧を利用できるので、パワーステアリング、CVT、あるいは本願発明の請求項3または請求項4の位相制御手段の油圧として利用できる効果があり、本油圧が必要でない時には、方向制御弁96を作動し、回生油圧ポンプの駆動による動力損失の発生を抑制できる。
油圧補正手段8bの構成と作用は、前記実施例2と同じで、バルブクリアランスを自動的に無くすラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
図5に示すように、4気筒内燃機関の吸気弁の弁駆動機構において、出力手段4b、容積型油圧供給手段7b、および回転伝動手段6bから成る内燃機関1bの弁駆動機構であって、前記容積型油圧供給手段7bは、前記容積型ポンプと、回転継手76bと、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム71bの内側に、前記ロータ72bの回転軸を中心とする基準プロフィール710bと1個のカムプロフィール711bを設け、前記カムの内周面を摺動する八枚のベーン73bを前記ロータ72bに備えた簡素な構造である。
カム71bの1個のカムプロフィール711bを共用して4組の油圧回路を配置できる簡素な構造で、油圧供給手段7bの信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
クランク軸49bに設けた駆動車と前記容積型ポンプに設けた従動車による二分の一の減速回転により発生する油圧を対応する弁シリンダに供給するので油圧回路の切替え手段が不要となる効果がある。
更に、油圧回生手段9bを設けることにより、弁シリンダの作動に寄与しないセルによる油圧を利用できるので、パワーステアリング、CVT、あるいは本願発明の請求項3または請求項4の位相制御手段の油圧として利用できる効果があり、本油圧が必要でない時には、方向制御弁96を作動し、回生油圧ポンプの駆動による動力損失の発生を抑制できる。
油圧補正手段8bの構成と作用は、前記実施例2と同じで、バルブクリアランスを自動的に無くすラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
図6は、前記実施例3(図5)の4気筒内燃機関の吸気弁の弁駆動機構の容積型油圧供給手段の配置斜視図とベーン部断面の部分拡大図である。
ロータ72bの外周面またはロータハウジングの内周面に設けた図示しない周方向無端溝から成る回転継手により、任意の角度に油圧配管を設けることができるので、図6に示すように前記油圧回路の放射状配置の制約の問題点が解消できる。
クランク軸49bと並行に容積型油圧供給手段7bを設け、弁シリンダ411(−1〜4)と容積型油圧供給手段7bの配管が容易になり、各油圧通路781(b1〜b4)が交差することなく配置できるので、配管ブロックによる一体化ができる。
図示しない排気の弁機構は、前記容積型油圧供給手段7bを設ける、または他の弁機構とすることもできる。
ロータ72bの外周面またはロータハウジングの内周面に設けた図示しない周方向無端溝から成る回転継手により、任意の角度に油圧配管を設けることができるので、図6に示すように前記油圧回路の放射状配置の制約の問題点が解消できる。
クランク軸49bと並行に容積型油圧供給手段7bを設け、弁シリンダ411(−1〜4)と容積型油圧供給手段7bの配管が容易になり、各油圧通路781(b1〜b4)が交差することなく配置できるので、配管ブロックによる一体化ができる。
図示しない排気の弁機構は、前記容積型油圧供給手段7bを設ける、または他の弁機構とすることもできる。
図7は、実施例4(請求項2対応)のベーンポンプで発生する油圧が方向制御弁を介して各弁シリンダに供給される2気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図7の容積型油圧供給手段7eが、前記容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁77(−1、−2)と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム71eの内側に、基準プロフィール710eと2個のカムプロフィール711eを周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁77(−1、−2)は、前記ロータ72eの外周面または前記ロータハウジングの内周面に油圧中継路721e、722eに対応する図示しない周方向有端溝を設け、各弁シリンダ411(e1、e2)、412(e1、e2)は前記各周方向有端溝と油圧通路781(e1、e2)、782(e1、e2)にて連通することを特徴とする請求項1に記載の内燃機関の弁駆動機構。
回転伝動手段6e、回転継手76e、および油圧回生手段9eは前記実施例1(図1、図2)と構成が同じある。
図7の容積型油圧供給手段7eが、前記容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁77(−1、−2)と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム71eの内側に、基準プロフィール710eと2個のカムプロフィール711eを周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁77(−1、−2)は、前記ロータ72eの外周面または前記ロータハウジングの内周面に油圧中継路721e、722eに対応する図示しない周方向有端溝を設け、各弁シリンダ411(e1、e2)、412(e1、e2)は前記各周方向有端溝と油圧通路781(e1、e2)、782(e1、e2)にて連通することを特徴とする請求項1に記載の内燃機関の弁駆動機構。
回転伝動手段6e、回転継手76e、および油圧回生手段9eは前記実施例1(図1、図2)と構成が同じある。
図7の内燃機関1eの弁駆動機構の前記容積型油圧供給手段7eの作用は、前記実施例1と同様に回転伝動手段6eによりクランク軸49eの二分の一の回転数で回転するロータ72eに挟角がθ2e(=θ2)のベーン73eを設け、2個のカムプロフィール711eによりロータ72eの一回転に等間隔で2回発生する油圧中継路721eを通る油圧を、方向制御弁77−1により前記ロータ72eの回転に同期して切替え、排気の各弁シリンダ412(e1、e2)を交互に作動する。
ポンプの位相差(θ2e+θ3e)を前記実施例2に示す油圧ポンプの位相差(θ6)と同様にロータ回転角の90°とすることにより、前記カムプロフィール711eにより発生する油圧中継路722eを通る油圧を方向制御弁77−2により前記ロータ72eの回転に同期して切替えて吸気の弁シリンダ411(e1、e2)を交互に作動する。
回転継手76e、および油圧回生手段9eは前記実施例1(図1、図2)と作用が同じであるので説明は省略する。
ポンプの位相差(θ2e+θ3e)を前記実施例2に示す油圧ポンプの位相差(θ6)と同様にロータ回転角の90°とすることにより、前記カムプロフィール711eにより発生する油圧中継路722eを通る油圧を方向制御弁77−2により前記ロータ72eの回転に同期して切替えて吸気の弁シリンダ411(e1、e2)を交互に作動する。
回転継手76e、および油圧回生手段9eは前記実施例1(図1、図2)と作用が同じであるので説明は省略する。
図8は、前記実施例4(図7)の容積型油圧供給手段の、中図は全断面図、上図は容積型ポンプ部、下図は回転継手と各方向制御弁の断面図、および周辺油圧回路図である。
図8の、中図に示す容積型油圧供給手段7eが、上図に示す前記容積型ポンプであるベーンポンプと、前記回転継手の替わりに下図中と下図右に示す方向制御弁77(−1、−2)を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム71eの内側に、基準プロフィール710eと2個のカムプロフィール711eを周方向に等間隔に設け、下図中と下図右に示す前記方向制御弁77(−1、−2)は、前記ロータ72eの外周面に前記カムプロフィール711eと同数の2個の周方向有端溝778(e1a、e2a)を設け、前記2個のカムプロフィール711eと同じ位相で前記ロータハウジング702eの内周面の前記周方向有端溝778(e1a、e2a)に連通する位置に前記図7の前記弁シリンダ411(e1、e2)、412(e1、e2)に連通する油圧通路781(e1、e2)、782(e1、e2)を設け、前記4個のベーン73eで発生する各弁作動油圧が、前記方向制御弁77(−1、−2)により対応する複数の前記弁シリンダ411(e1、e2)、412(e1、e2)に順次油圧を供給する内燃機関1eの弁駆動機構である。
図8の、中図に示す容積型油圧供給手段7eが、上図に示す前記容積型ポンプであるベーンポンプと、前記回転継手の替わりに下図中と下図右に示す方向制御弁77(−1、−2)を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム71eの内側に、基準プロフィール710eと2個のカムプロフィール711eを周方向に等間隔に設け、下図中と下図右に示す前記方向制御弁77(−1、−2)は、前記ロータ72eの外周面に前記カムプロフィール711eと同数の2個の周方向有端溝778(e1a、e2a)を設け、前記2個のカムプロフィール711eと同じ位相で前記ロータハウジング702eの内周面の前記周方向有端溝778(e1a、e2a)に連通する位置に前記図7の前記弁シリンダ411(e1、e2)、412(e1、e2)に連通する油圧通路781(e1、e2)、782(e1、e2)を設け、前記4個のベーン73eで発生する各弁作動油圧が、前記方向制御弁77(−1、−2)により対応する複数の前記弁シリンダ411(e1、e2)、412(e1、e2)に順次油圧を供給する内燃機関1eの弁駆動機構である。
図8の容積型油圧供給手段7eの作用は、上図の容積型ポンプ部の断面図に示すように、前記実施例4の図7で説明したようにクランク軸49eの二分の一の回転数で回転するロータ72eに設けた挟角がθ2eのベーン73eを二組設けることにより各セル738(e1、e2)を構成し、前記セル738(e1、e2)が前記2個のカムプロフィール711(e1。e2)により発生する各々の油圧を各油圧中継路721e、722eに供給する。
従って、ロータ72eの一回転毎に等間隔で2回発生する前記油圧が各油圧中継路721e、722eに供給され、前記供給され油圧は中図に示す前記各油圧中継路721e、722eに対応する周方向有端溝778(e1a、e2a)に供給される。
下図中と下図右に示す前記各周方向有端溝778(e1a、e2a)に供給された前記油圧は、前記ロータ72eの回転に従って前記カム711e1の油圧発生位相に対応する油圧通路782e1、781e1と、前記カム711e2の油圧発生位相に対応する油圧通路782e2、781e2に油圧回路が交互に切替わるので、前記各シリンダ46(e1、e2)に設けた排気の各弁シリンダ412(e1、e2)に交互に油圧が供給され、等間隔で交互に開弁作動する。
前記カムプロフィール711(e1、e2)により発生する油圧中継路722eを通る油圧を方向制御弁77−2により、前記ロータ72eの回転に同期して切替えて吸気の弁シリンダ411(e1、e2)を交互に作動する。
ポンプのロータ位相差(θ2e+θ3e)を90°とすることにより、前記排気の各弁シリンダ412(e1、e2)の作動とクランク位相で180°遅角にて前記吸気の各弁シリンダ411(e1、e2)を作動する。
中図、下図中、下図右に示すように、前記周方向有端溝778(e1a、e2a)の残余の周方向部に周方向有端溝778(e1b、e2b)を設け、前記周方向有端溝778(e1b、e2b)を油圧補助手段8eの油タンク80eに、油圧通路79e2、周方向無端溝768e2、および油圧中継路725を介して連通し、前記油圧作動時以外(ガス交換弁閉弁時)は油圧圧力を大気圧に解放することにより、確実なガス交換弁の着座ができるので、確実なラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
前記各セル738(e1、e2)の間のセルで発生する前記弁シリンダの作動に寄与しない油圧を油圧通路726e、周方向無端溝768e1、および油圧通路79e1を介して油圧回生手段9eに供給することにより、パワーステアリング、CVT、あるいは本願発明の請求項3または請求項4の位相制御手段等の油圧として利用できる効果がある。
従って、ロータ72eの一回転毎に等間隔で2回発生する前記油圧が各油圧中継路721e、722eに供給され、前記供給され油圧は中図に示す前記各油圧中継路721e、722eに対応する周方向有端溝778(e1a、e2a)に供給される。
下図中と下図右に示す前記各周方向有端溝778(e1a、e2a)に供給された前記油圧は、前記ロータ72eの回転に従って前記カム711e1の油圧発生位相に対応する油圧通路782e1、781e1と、前記カム711e2の油圧発生位相に対応する油圧通路782e2、781e2に油圧回路が交互に切替わるので、前記各シリンダ46(e1、e2)に設けた排気の各弁シリンダ412(e1、e2)に交互に油圧が供給され、等間隔で交互に開弁作動する。
前記カムプロフィール711(e1、e2)により発生する油圧中継路722eを通る油圧を方向制御弁77−2により、前記ロータ72eの回転に同期して切替えて吸気の弁シリンダ411(e1、e2)を交互に作動する。
ポンプのロータ位相差(θ2e+θ3e)を90°とすることにより、前記排気の各弁シリンダ412(e1、e2)の作動とクランク位相で180°遅角にて前記吸気の各弁シリンダ411(e1、e2)を作動する。
中図、下図中、下図右に示すように、前記周方向有端溝778(e1a、e2a)の残余の周方向部に周方向有端溝778(e1b、e2b)を設け、前記周方向有端溝778(e1b、e2b)を油圧補助手段8eの油タンク80eに、油圧通路79e2、周方向無端溝768e2、および油圧中継路725を介して連通し、前記油圧作動時以外(ガス交換弁閉弁時)は油圧圧力を大気圧に解放することにより、確実なガス交換弁の着座ができるので、確実なラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
前記各セル738(e1、e2)の間のセルで発生する前記弁シリンダの作動に寄与しない油圧を油圧通路726e、周方向無端溝768e1、および油圧通路79e1を介して油圧回生手段9eに供給することにより、パワーステアリング、CVT、あるいは本願発明の請求項3または請求項4の位相制御手段等の油圧として利用できる効果がある。
図9は、前記実施例4(図8)の容積型油圧供給手段のロータに設けた各周方向溝と各油圧通路接続部から成る回転継手と方向制御弁の斜視図である。
前記容積型油圧供給手段7eのロータ72eは、ベーン73eを設けたポンプ部と前記油圧通路782(e1、e2)と連通する周方向有端溝778(e1a、e1b)から成る方向制御弁77−1と、前記油圧通路781(e1、e2)と連通する周方向有端溝778(e2a、e2b)から成る方向制御弁77−2を備え、油圧通路79e1と連通する周方向無端溝768e1から成る回転継手76e1と、同様の構造の転継手76e2を備えている。
ロータ72eに前記ポンプ部と前記方向制御弁を設けているので、4サイクル内燃機関のガス交換弁の作動を電気的な制御を必要としない簡素な構成でできるので、安価で信頼性が高く、高速回転に対応できる効果がある。
前記容積型油圧供給手段7eのロータ72eは、ベーン73eを設けたポンプ部と前記油圧通路782(e1、e2)と連通する周方向有端溝778(e1a、e1b)から成る方向制御弁77−1と、前記油圧通路781(e1、e2)と連通する周方向有端溝778(e2a、e2b)から成る方向制御弁77−2を備え、油圧通路79e1と連通する周方向無端溝768e1から成る回転継手76e1と、同様の構造の転継手76e2を備えている。
ロータ72eに前記ポンプ部と前記方向制御弁を設けているので、4サイクル内燃機関のガス交換弁の作動を電気的な制御を必要としない簡素な構成でできるので、安価で信頼性が高く、高速回転に対応できる効果がある。
図10は、前記実施例4の、上図は排気弁の弁リフト特性図で、E10(〜30)は前記弁リフト特性図の各位相の容積型ポンプと方向制御弁の断面図による動作説明図である。
図10の上図(E)は、前記実施例4(図7)の2気筒4サイクル内燃機関1eの排気弁シリンダ412(e1、e2)の弁リフトの特性図で、横軸はクランク角、縦軸は弁のリフト量(h)である。
回転伝動手段6eにより前記実施例1(図4)と同様に、θ1e=θ2e=45°とし、ロータ72eに設けたベーン73eで形成されるセル738e5で発生する油圧は、油圧中継路721eを通って方向制御弁77−1である周方向有端溝778e1aに供給され、油圧回路の切替えにより油圧通路782e1、または油圧通路782e2を通って排気の弁シリンダ412(e1、e2)の一方に供給されて弁リフト動作を行うので、上図(E)に示すように。弁シリンダ412(e1、e2)は交互に弁リフト動作を行う。
図10の上図(E)は、前記実施例4(図7)の2気筒4サイクル内燃機関1eの排気弁シリンダ412(e1、e2)の弁リフトの特性図で、横軸はクランク角、縦軸は弁のリフト量(h)である。
回転伝動手段6eにより前記実施例1(図4)と同様に、θ1e=θ2e=45°とし、ロータ72eに設けたベーン73eで形成されるセル738e5で発生する油圧は、油圧中継路721eを通って方向制御弁77−1である周方向有端溝778e1aに供給され、油圧回路の切替えにより油圧通路782e1、または油圧通路782e2を通って排気の弁シリンダ412(e1、e2)の一方に供給されて弁リフト動作を行うので、上図(E)に示すように。弁シリンダ412(e1、e2)は交互に弁リフト動作を行う。
図10の容積型ポンプと3位置の回転スライド式方向制御弁77−1の作用を以下に説明する。
(E10)に示すように、セル738e5に油圧が発生しない時は、(E10a)に示すように前記方向制御弁77−1の前記油圧回路の切替えは、両方の弁シリンダ412(e1、e2)が待機時は油圧中継路725を介して図示しない油圧補助手段の油タンクに連通して油圧は大気圧となるので、ラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
(E20)に示すように、ロータ72eが回転し、カムプロフィール711e1によりセル738e5が油圧発生時は、(E20a)に示すように、前記方向制御弁77−1は油圧通路782e1に前記油圧を供給して弁シリンダ412e1を作動し、待機中の油圧通路782e2の油圧は大気圧を継続する。
(E30)に示すように、ロータ72eが更に回転し、カムプロフィール711e2によりセル738e6が油圧発生時は、前記油圧通路782(e1、e2)の両方の油圧回路が入れ替わり、弁シリンダ412e2を作動する。
吸気の弁シリンダ411(e1、e2)を油圧駆動するセル738e6の位相を、前記排気のセル738e5にロータ角にして90°遅らせることにより、吸気の弁シリンダ411(e1、e2)を同様に作動できる。
(E10)に示すように、セル738e5に油圧が発生しない時は、(E10a)に示すように前記方向制御弁77−1の前記油圧回路の切替えは、両方の弁シリンダ412(e1、e2)が待機時は油圧中継路725を介して図示しない油圧補助手段の油タンクに連通して油圧は大気圧となるので、ラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
(E20)に示すように、ロータ72eが回転し、カムプロフィール711e1によりセル738e5が油圧発生時は、(E20a)に示すように、前記方向制御弁77−1は油圧通路782e1に前記油圧を供給して弁シリンダ412e1を作動し、待機中の油圧通路782e2の油圧は大気圧を継続する。
(E30)に示すように、ロータ72eが更に回転し、カムプロフィール711e2によりセル738e6が油圧発生時は、前記油圧通路782(e1、e2)の両方の油圧回路が入れ替わり、弁シリンダ412e2を作動する。
吸気の弁シリンダ411(e1、e2)を油圧駆動するセル738e6の位相を、前記排気のセル738e5にロータ角にして90°遅らせることにより、吸気の弁シリンダ411(e1、e2)を同様に作動できる。
図11は、実施例5(請求項2対応)の発生する油圧が方向制御弁を介して各弁シリンダに供給される4気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図11の実施例5は、前記実施例4(図7)の容積型油圧供給手段7eのポンプ部のベーンと油圧中継路を180°位相シフトした油圧ポンプ回路を増設し、前記増設した油圧ポンプ回路に対応する4個の方向制御弁77(c1〜c4)を設けた4気筒内燃機関1cの排気と吸気の弁駆動機構である。
図11の実施例5は、前記実施例4(図7)の容積型油圧供給手段7eのポンプ部のベーンと油圧中継路を180°位相シフトした油圧ポンプ回路を増設し、前記増設した油圧ポンプ回路に対応する4個の方向制御弁77(c1〜c4)を設けた4気筒内燃機関1cの排気と吸気の弁駆動機構である。
図12は、前記実施例5(図11)の、油圧通路を一側面に配置した容積型油圧供給手段の全断面図と、上図はポンプ部、下図は回転継手部と各方向制御弁部の断面図である。
図12の実施例5の容積型油圧供給手段7cは、前記実施例4(図8)の容積型油圧供給手段7eのポンプ部断面図(上図)のベーン73eと油圧中継路721e、722eを180°位相シフトした油圧ポンプ回路を増設し、前記増設した油圧ポンプ回路に対応する方向制御弁77(c1〜c4)を設け、前記方向制御弁77(c1〜c4)に対応する各弁シリンダに連通する油圧通路781(c1〜c4)、782(c1〜c4)を一方(下方)の側面に設けることにより、容積型油圧供給手段7cの油圧配管を最短距離でブロック化できる。
図12のロータ72cの断面図の(下図左)は、回生油圧を油圧中継路726c、回転継手76cの周方向無端溝768c1を通って79c1から油圧回生手段9cに供給する。
油圧中継路721cに対応する方向制御弁77c1の作用を、以下の(下図中)、(下図右)にて説明する。
(下図中)は、弁シリンダ412c1の作動油圧を油圧中継路721c、周方向有端溝778c1aを通って油圧通路782c1に供給し、前記弁シリンダ412c1が休止時は、油圧通路79c2を介して油タンク80cに連通する周方向有端溝778c1bが前記油圧通路782c1に連通しラッシュアジャスタ効果が得られる。
(下図右)は、前記弁シリンダ412c1(下図中)とロータ角で180°位相が異なる弁シリンダ412c4の作動油圧を油圧中継路721c、周方向有端溝778c1cを通って油圧通路782c4に供給し、前記弁シリンダ412c4が休止時は、油圧通路79c2を介して油タンク80cに連通する周方向有端溝778c1dが前記油圧通路782c4に連通しラッシュアジャスタ効果が得られる。
前記周方向有端溝778c1bと周方向有端溝778c1dはロータ72cの軸に並行に設けた溝により連通し、他の方向制御弁77(c2〜c4)も前記説明と同様の構成である。
図12の実施例5の容積型油圧供給手段7cは、前記実施例4(図8)の容積型油圧供給手段7eのポンプ部断面図(上図)のベーン73eと油圧中継路721e、722eを180°位相シフトした油圧ポンプ回路を増設し、前記増設した油圧ポンプ回路に対応する方向制御弁77(c1〜c4)を設け、前記方向制御弁77(c1〜c4)に対応する各弁シリンダに連通する油圧通路781(c1〜c4)、782(c1〜c4)を一方(下方)の側面に設けることにより、容積型油圧供給手段7cの油圧配管を最短距離でブロック化できる。
図12のロータ72cの断面図の(下図左)は、回生油圧を油圧中継路726c、回転継手76cの周方向無端溝768c1を通って79c1から油圧回生手段9cに供給する。
油圧中継路721cに対応する方向制御弁77c1の作用を、以下の(下図中)、(下図右)にて説明する。
(下図中)は、弁シリンダ412c1の作動油圧を油圧中継路721c、周方向有端溝778c1aを通って油圧通路782c1に供給し、前記弁シリンダ412c1が休止時は、油圧通路79c2を介して油タンク80cに連通する周方向有端溝778c1bが前記油圧通路782c1に連通しラッシュアジャスタ効果が得られる。
(下図右)は、前記弁シリンダ412c1(下図中)とロータ角で180°位相が異なる弁シリンダ412c4の作動油圧を油圧中継路721c、周方向有端溝778c1cを通って油圧通路782c4に供給し、前記弁シリンダ412c4が休止時は、油圧通路79c2を介して油タンク80cに連通する周方向有端溝778c1dが前記油圧通路782c4に連通しラッシュアジャスタ効果が得られる。
前記周方向有端溝778c1bと周方向有端溝778c1dはロータ72cの軸に並行に設けた溝により連通し、他の方向制御弁77(c2〜c4)も前記説明と同様の構成である。
図13は、実施例6(請求項2対応)の弁駆動機構で、8気筒内燃機関の排気と吸気の容積型油圧供給手段の配置斜視図と、矢視図Gの容積型ポンプ部の断面図である。
矢視図Gに示すように、前記実施例5の4気筒内燃機関の排気と吸気の弁駆動機構の容積型油圧供給手段7cのポンプ部断面図(図12(上図))の4個の油圧中継路(721c〜724c)を45°位相シフトした位置にも油圧中継路設け、図13に示すように8気筒内燃機関1sの排気と吸気の弁駆動機構の容積型油圧供給手段7sを両側のV型シリンダーブロックの谷間に設ける。
図13の実施例6は、2個のカムプロフィール711sで8気筒の排気と吸気の16個の図示しないガス交換弁を作動できるので、弁駆動機構の可動部の集約化により小型で部品点数が少ない簡素な構造となり、安価で信頼性が高い弁駆動機構ができる。
矢視図Gに示すように、前記2個のカムプロフィール711sを水平方向に配置し、図示しない弁シリンダに連通する各油圧通路を前記容積型油圧供給手段7sの水平方向の両側に配置できるので、最短距離での配管のブロック化が容易で、内燃機関1sの弁駆動機構を省スペースで安価に製作できる効果がある。
矢視図Gに示すように、前記実施例5の4気筒内燃機関の排気と吸気の弁駆動機構の容積型油圧供給手段7cのポンプ部断面図(図12(上図))の4個の油圧中継路(721c〜724c)を45°位相シフトした位置にも油圧中継路設け、図13に示すように8気筒内燃機関1sの排気と吸気の弁駆動機構の容積型油圧供給手段7sを両側のV型シリンダーブロックの谷間に設ける。
図13の実施例6は、2個のカムプロフィール711sで8気筒の排気と吸気の16個の図示しないガス交換弁を作動できるので、弁駆動機構の可動部の集約化により小型で部品点数が少ない簡素な構造となり、安価で信頼性が高い弁駆動機構ができる。
矢視図Gに示すように、前記2個のカムプロフィール711sを水平方向に配置し、図示しない弁シリンダに連通する各油圧通路を前記容積型油圧供給手段7sの水平方向の両側に配置できるので、最短距離での配管のブロック化が容易で、内燃機関1sの弁駆動機構を省スペースで安価に製作できる効果がある。
図14は、実施例7(請求項2対応)の、3個のカムプロフィールを備えた容積型油圧供給手段による、6気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図14の容積型油圧供給手段7dが、容積型ポンプと、回転継手の替わりに方向制御弁77(d1〜d4)と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム71dの内側に、基準プロフィールと3個のカムプロフィール711dを周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁77(d1〜d4)は、前記ロータの外周面または前記ロータハウジングの内周面に前記油圧中継路に対応する図示しない周方向有端溝を設け、吸気と排気の弁シリンダ411(d1〜d6)、412(d1〜d6)は前記各周方向有端溝と油圧通路781(d1〜d6)、782(d1〜d6)にて連通する請求項1に記載の内燃機関1dの弁駆動機構である。
図14の容積型油圧供給手段7dが、容積型ポンプと、回転継手の替わりに方向制御弁77(d1〜d4)と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム71dの内側に、基準プロフィールと3個のカムプロフィール711dを周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁77(d1〜d4)は、前記ロータの外周面または前記ロータハウジングの内周面に前記油圧中継路に対応する図示しない周方向有端溝を設け、吸気と排気の弁シリンダ411(d1〜d6)、412(d1〜d6)は前記各周方向有端溝と油圧通路781(d1〜d6)、782(d1〜d6)にて連通する請求項1に記載の内燃機関1dの弁駆動機構である。
図15は、前記実施例7(図14)の、油圧配管を3方の側面に設けた容積型油圧供給手段の、上図は全断面図、およびポンプ部、回転継手部、各方向制御弁部の断面図である。
図15の容積型油圧供給手段7dが、カム71d、ロータ72d、およびベーン73dから成る容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁77(d1〜d4)と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム71dの内側に、基準プロフィール710dと3個のカムプロフィール711(d1〜d3)を周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁77(d1〜d4)は、前記ロータ72dの外周面に油圧中継路721d〜724dに対応する周方向有端溝778d1a〜778d4aを設け、前記弁シリンダ411(d1〜d6)、412(d1〜d6)は前記各周方向有端溝778d1a〜778d4aと油圧通路781(d1〜d6)、782(d1〜d6)にて連通する請求項1に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
図15の容積型油圧供給手段7dが、カム71d、ロータ72d、およびベーン73dから成る容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁77(d1〜d4)と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム71dの内側に、基準プロフィール710dと3個のカムプロフィール711(d1〜d3)を周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁77(d1〜d4)は、前記ロータ72dの外周面に油圧中継路721d〜724dに対応する周方向有端溝778d1a〜778d4aを設け、前記弁シリンダ411(d1〜d6)、412(d1〜d6)は前記各周方向有端溝778d1a〜778d4aと油圧通路781(d1〜d6)、782(d1〜d6)にて連通する請求項1に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
図15の容積型油圧供給手段7dの作用は、中図左のポンプ部断面に示すように4組のベーンポンプで発生する油圧は、前記油圧中継路721d〜724dを通って、対応する各方向制御弁77(d1〜d4)の周方向有端溝778d1a〜778d4aに供給され、中図右の方向制御弁77d3に示すように、前記カムプロフィール711(d1〜d3)の位相に対応するロータハウジング702dの同位相の等間隔3側面に油圧通路782(d4、d5、d6)を設け、前記周方向有端溝778d3aがロータ72dの回転により、順次対応する弁シリンダの油圧通路782(d4、d5、d6)に連通して油圧を供給する。
下図左の周方向無端溝768d1は、図示しない油圧回生手段9dに、前記全断面図の周方向無端溝768d2は図示しない油圧補助手段8dの油タンク80dに連通する回転継手76dである。
前記周方向有端溝778d1a〜778d4aの残余の周方向に設けた周方向有端溝778d1a〜778d4aは、油圧中継路725dを介して前記周方向無端溝768d2に連通し、実施例4(図8)で説明したようにラッシュアジャスタ機能が得られる。
下図左の周方向無端溝768d1は、図示しない油圧回生手段9dに、前記全断面図の周方向無端溝768d2は図示しない油圧補助手段8dの油タンク80dに連通する回転継手76dである。
前記周方向有端溝778d1a〜778d4aの残余の周方向に設けた周方向有端溝778d1a〜778d4aは、油圧中継路725dを介して前記周方向無端溝768d2に連通し、実施例4(図8)で説明したようにラッシュアジャスタ機能が得られる。
図16は、実施例8(請求項3対応)の、アクチェータによる位相制御手段を備えた容積型油圧供給手段による、2気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図16は、ロータ72fの回転軸を中心にカム71fを回動させるアクチェータ51と、前記アクチェータ51の制御手段55と、を備えた位相制御手段5を設け、前記内燃機関1fの運転状況により前記アクチェータ51にて前記カム71fを回動し、ガス交換弁41(f1、f2)の開弁タイミングの調整制御を行う請求項1または2に記載の内燃機関1fの弁駆動機構である。
図16は、ロータ72fの回転軸を中心にカム71fを回動させるアクチェータ51と、前記アクチェータ51の制御手段55と、を備えた位相制御手段5を設け、前記内燃機関1fの運転状況により前記アクチェータ51にて前記カム71fを回動し、ガス交換弁41(f1、f2)の開弁タイミングの調整制御を行う請求項1または2に記載の内燃機関1fの弁駆動機構である。
図16の容積型油圧供給手段7fの作用は、前記カム71f、ロータ72f、およびベーン73fから成る容積型ポンプにおいて、カム71fをアクチェータ51にて回動することにより、弁シリンダ41(f1、f2)に供給する油圧発生タイミングに位相進角または位相遅角を発生してガス交換のタイミングを調整し、ガス交換量および/またはガス交換率を制御する。
内燃機関1fの運転状況により、図示しないECUにより制御される制御手段55にて前記アクチェータ51を作動させることにより、前記制御を行う。
油圧圃場手段8f、油圧回生手段9fの作用は、前記実施例と重複するので省略する。
内燃機関1fの運転状況により、図示しないECUにより制御される制御手段55にて前記アクチェータ51を作動させることにより、前記制御を行う。
油圧圃場手段8f、油圧回生手段9fの作用は、前記実施例と重複するので省略する。
図17は、実施例9(請求項3対応)の、ロータリシリンダを備えた容積型油圧供給手段の、上図は全断面図、下図はポンプ部の断面図、および周辺油圧回路図である。
図17は、前記ロータ72gの回転軸を中心に前記カム71gを回動させる機械的アクチェータであるロータリシリンダ511と、前記アクチェータの制御手段である制御弁551と、を備えた位相制御手段5gを設け、図示しない内燃機関の運転状況により前記アクチェータであるロータリシリンダ511にて前記カム71gを回動し、図示しないガス交換弁の開弁タイミング制御を行う請求項1または2に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
前記ロータリシリンダ511は、全断面図(上図)に示すように、サイドハウジング701g、カムハウジング703、ロータハウジング702gにて形成される空間に、回動自在にカム71gを設け、ポンプ部の断面図(下図左)に示すように、前記カムハウジング703の内側を回動するロータハウジング702gし、両者は相手側の摺動面に略密封で接する複数の突起ブレード(ベーン)を交互に配置し、周方向にできる前記突起ブレード間の空間に、交互に油圧通路58g1と油圧通路58g2を連通して、ロータリシリンダ511を構成する。
図17は、前記ロータ72gの回転軸を中心に前記カム71gを回動させる機械的アクチェータであるロータリシリンダ511と、前記アクチェータの制御手段である制御弁551と、を備えた位相制御手段5gを設け、図示しない内燃機関の運転状況により前記アクチェータであるロータリシリンダ511にて前記カム71gを回動し、図示しないガス交換弁の開弁タイミング制御を行う請求項1または2に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
前記ロータリシリンダ511は、全断面図(上図)に示すように、サイドハウジング701g、カムハウジング703、ロータハウジング702gにて形成される空間に、回動自在にカム71gを設け、ポンプ部の断面図(下図左)に示すように、前記カムハウジング703の内側を回動するロータハウジング702gし、両者は相手側の摺動面に略密封で接する複数の突起ブレード(ベーン)を交互に配置し、周方向にできる前記突起ブレード間の空間に、交互に油圧通路58g1と油圧通路58g2を連通して、ロータリシリンダ511を構成する。
図17の容積型油圧供給手段7gの作用は、油圧回生手段9gにて発生する油圧を、前記制御弁551にて制御し、前記油圧通路58g1、58g2を介して前記ロータリシリンダ511に供給してカム位相を変更することにより、弁シリンダの作動タイミングを調整する。
容積型油圧供給手段7gは、前記実施例1(図2)の容積型油圧供給手段7に位相制御手段5gを付加したもので、位相制御以外の作用の説明は省略する。
油圧回生手段9gに設けた制御弁95は、油圧回生を必要としない時の回転負荷を軽減できる。
容積型油圧供給手段7gは、前記実施例1(図2)の容積型油圧供給手段7に位相制御手段5gを付加したもので、位相制御以外の作用の説明は省略する。
油圧回生手段9gに設けた制御弁95は、油圧回生を必要としない時の回転負荷を軽減できる。
図18は、実施例10(請求項4対応)の、2組のベーンポンプの位相をモータで調整して吸気弁を開閉制御する3気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図18(請求項3対応)は、ロータ72pの回転軸を中心に前記カム71(p1、p2)を回動させる電気的アクチェータであるサーボモータ515(-1、-2)と、前記アクチェータの制御手段であるコントローラ556と、を備えた位相制御手段5pを設け、内燃機関1pの運転状況により前記アクチェータにて前記カム71(p1、p2)を回動し、前記ガス交換弁45(p1〜p3)の開弁タイミングの調整制御を行う請求項1または2に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
図18(請求項4対応)は、前記容積型ポンプと、第2の容積型ポンプを前記ロータ72pの軸方向に設け、少なくとも一方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段5pを備え、各々の前記容積型ポンプの略同位相のベーンで発生する油圧を前記油圧中継路721p、722p、723pにて連通し、各々の前記油圧中継路に1個の空油変換器729(-1、-2、-3)を設け、前記内燃機関1pの運転状況により前記位相制御手段5pにて両方の前記カム71(p1、p2)を回動し、前記ガス交換弁45(p1〜p3)の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う請求項3に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
図18(請求項3対応)は、ロータ72pの回転軸を中心に前記カム71(p1、p2)を回動させる電気的アクチェータであるサーボモータ515(-1、-2)と、前記アクチェータの制御手段であるコントローラ556と、を備えた位相制御手段5pを設け、内燃機関1pの運転状況により前記アクチェータにて前記カム71(p1、p2)を回動し、前記ガス交換弁45(p1〜p3)の開弁タイミングの調整制御を行う請求項1または2に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
図18(請求項4対応)は、前記容積型ポンプと、第2の容積型ポンプを前記ロータ72pの軸方向に設け、少なくとも一方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段5pを備え、各々の前記容積型ポンプの略同位相のベーンで発生する油圧を前記油圧中継路721p、722p、723pにて連通し、各々の前記油圧中継路に1個の空油変換器729(-1、-2、-3)を設け、前記内燃機関1pの運転状況により前記位相制御手段5pにて両方の前記カム71(p1、p2)を回動し、前記ガス交換弁45(p1〜p3)の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う請求項3に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
図18の容積型油圧供給手段7pの作用は、前記位相制御手段5pのアクチェータであるサーボモータ515(-1、-2)によりウォーム516(-1、-2)を回転し、カム71(p1、p2)の外周に設けたウォーム歯車517(-1、-2)を回動することにより前記カム71(p1、p2)を回動して油圧発生の位相を制御する。
アクチェータである前記サーボモータは、ステッピングモータ等でもよい。
前記略同位相の2台の容積型ポンプの発生油圧の油圧合成(合成方法は図19にて説明する)により弁シリンダ411(p1〜p3)の作動を調整制御して前記ガス交換弁45(p1〜p3)の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う。
油圧合成により負圧が生じるとキャビテーションが発生するので、両方の油圧発生量、および前記空油変換器729(-1、-2、-3)の容量を同容量にする。
前記負圧の防止は、次の図19にて説明する。
アクチェータである前記サーボモータは、ステッピングモータ等でもよい。
前記略同位相の2台の容積型ポンプの発生油圧の油圧合成(合成方法は図19にて説明する)により弁シリンダ411(p1〜p3)の作動を調整制御して前記ガス交換弁45(p1〜p3)の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う。
油圧合成により負圧が生じるとキャビテーションが発生するので、両方の油圧発生量、および前記空油変換器729(-1、-2、-3)の容量を同容量にする。
前記負圧の防止は、次の図19にて説明する。
図19は、前記実施例10(図18)の、上図は、カム、第2のカム、および弁シリンダの油圧特性図で、下図は、各位相での容積型ポンプの模式図による作動説明図である。
図19の上図(3図)は、横軸がクランク角、縦軸が油圧発生量(弁リフト量)の特性図で、太線部が2台の容積型ポンプのカム71p1、71p2の油圧発生量と両者の合成による前記容積型油圧供給手段7pの油圧発生量で、前記太線内の塗潰し部分が、油圧正圧部である正味油圧であり、前記太線内の残余の部分は、前記空油変換器729(-1、-2、-3)の油圧吸収作用による正味油圧に寄与しない油圧量である。
前記位相制御手段5pにより前記カム71(p1、p2)の位相の調整により油圧発生タイミングを調整し、図19、図20で説明する作用により、ガス交換弁の開弁タイミングおよび/または開度の調整制御を行う。
図19の上図(3図)は、横軸がクランク角、縦軸が油圧発生量(弁リフト量)の特性図で、太線部が2台の容積型ポンプのカム71p1、71p2の油圧発生量と両者の合成による前記容積型油圧供給手段7pの油圧発生量で、前記太線内の塗潰し部分が、油圧正圧部である正味油圧であり、前記太線内の残余の部分は、前記空油変換器729(-1、-2、-3)の油圧吸収作用による正味油圧に寄与しない油圧量である。
前記位相制御手段5pにより前記カム71(p1、p2)の位相の調整により油圧発生タイミングを調整し、図19、図20で説明する作用により、ガス交換弁の開弁タイミングおよび/または開度の調整制御を行う。
図19の、容積型油圧供給手段7pの作用を、セル738(pa1、pa2)の作動説明図(p1〜p5)に従って以下に説明する。
(p1)では、前記カム71(p1、p2)により油圧は発生せず、図示しないラッシュアジャスタ機能により油圧が大気圧状態であるので、前記空油変換器729-1はスプリングにより油量が最少となる。
(p2)では、前記カム71p1により発生した油圧は、前記空油変換器729-1のスプリングを付勢しながら流入し、油圧発生量と前記流入量が一致して前記空油変換器729-1の油量は最大値となるので、油圧の正圧はまだ発生しない。
(p3)を含む前記(p2)から(p3)の間では、前記空油変換器729-1の油量は最大値の状態で増大しないので、最大値前記カム71p2の発生油圧量はすべて正圧油圧となり、(p3)で正圧油圧の最大となる。
(p4)を含む前記(p3)から(p4)の間では、前記空油変換器729-1の油量は最大値の状態で、前記カム71p2の油圧量は変化しないので、前記カム71p2の油圧量の減少により正圧油圧量は減少し、(p4)にて正圧油圧は消滅する。
(p5)を含む前記(p4)から(p5)の間では、前記(p4)にて正圧が消滅し、更に前記カム71p2の油圧量が減少して負圧になる代わりに、前記空油変換器729-1の湯量が減少し最小値となる。
前記太線の曲線部は、カムプロフィール711(p1、p2)により設定された前述の衝撃を緩和する移動曲線で、同様に2点鎖線で示すように隣接するセル738pb、738pcも同様の移動曲線となる。
(p1)では、前記カム71(p1、p2)により油圧は発生せず、図示しないラッシュアジャスタ機能により油圧が大気圧状態であるので、前記空油変換器729-1はスプリングにより油量が最少となる。
(p2)では、前記カム71p1により発生した油圧は、前記空油変換器729-1のスプリングを付勢しながら流入し、油圧発生量と前記流入量が一致して前記空油変換器729-1の油量は最大値となるので、油圧の正圧はまだ発生しない。
(p3)を含む前記(p2)から(p3)の間では、前記空油変換器729-1の油量は最大値の状態で増大しないので、最大値前記カム71p2の発生油圧量はすべて正圧油圧となり、(p3)で正圧油圧の最大となる。
(p4)を含む前記(p3)から(p4)の間では、前記空油変換器729-1の油量は最大値の状態で、前記カム71p2の油圧量は変化しないので、前記カム71p2の油圧量の減少により正圧油圧量は減少し、(p4)にて正圧油圧は消滅する。
(p5)を含む前記(p4)から(p5)の間では、前記(p4)にて正圧が消滅し、更に前記カム71p2の油圧量が減少して負圧になる代わりに、前記空油変換器729-1の湯量が減少し最小値となる。
前記太線の曲線部は、カムプロフィール711(p1、p2)により設定された前述の衝撃を緩和する移動曲線で、同様に2点鎖線で示すように隣接するセル738pb、738pcも同様の移動曲線となる。
図20は、前記実施例10(図18、19)の内燃機関の弁駆動機構の、各カム位相制御と各制御パターン(1)〜(3)の弁リフト特性図による制御動作説明図である。
図20は、横軸がクランク角、縦軸が弁のリフト量の特性図で、前記位相制御手段5pにより前記カム71(p1、p2)の位相の調整により油圧発生タイミングを調整し、前記容積型油圧供給手段7pの油圧の発生タイミングと発生量を制御して弁シリンダを作動し、ガス交換弁の開弁タイミングおよび/または開度の調整制御を行う。
図20(上段)に示すように、開弁制御は前記カム71p2、閉弁制御は前記カム71p1の位相調整により行い、その調整の結果それぞれのセル738pa2、セル738pa1の油圧が変化する。
図20(下段)に示すように、それぞれの前記セル738pa2、738pa1の油圧成分は、71p2の開弁成分と71p1の閉弁成分として作用し、各油圧成分の合成結果により、ガス交換弁45p1の開閉制御ができる。
合成結果より、前記位相制御手段5pにより位相を変化させても、移動曲線が保持されるので、加減速緩和効果により、静粛で安定した高速回転にも対応できる弁駆動機構ができる。
上記制御により、制御パターン(1)の場合は、前記カム71(p1、p2)の位相を同じ方向に調整し、ガス交換弁45p1の開閉時期の制御ができ、制御パターン(2)の場合は、前記カム71(p1、p2)の位相を逆方向に調整し、ガス交換弁45p1の開閉量の制御ができ、制御パターン(3)の場合は、前記カム71p1の位相のみを調整し、ガス交換弁45p1の閉弁時期の制御によりアトキンソン サイクル制御ができる。
なお、制御パターン(3)のアトキンソン サイクル制御のみを目的とする場合は、カム71p2の位相調整は不要であるので、電気的アクチェータであるサーボモータ515−2を省略できる。
図20は、横軸がクランク角、縦軸が弁のリフト量の特性図で、前記位相制御手段5pにより前記カム71(p1、p2)の位相の調整により油圧発生タイミングを調整し、前記容積型油圧供給手段7pの油圧の発生タイミングと発生量を制御して弁シリンダを作動し、ガス交換弁の開弁タイミングおよび/または開度の調整制御を行う。
図20(上段)に示すように、開弁制御は前記カム71p2、閉弁制御は前記カム71p1の位相調整により行い、その調整の結果それぞれのセル738pa2、セル738pa1の油圧が変化する。
図20(下段)に示すように、それぞれの前記セル738pa2、738pa1の油圧成分は、71p2の開弁成分と71p1の閉弁成分として作用し、各油圧成分の合成結果により、ガス交換弁45p1の開閉制御ができる。
合成結果より、前記位相制御手段5pにより位相を変化させても、移動曲線が保持されるので、加減速緩和効果により、静粛で安定した高速回転にも対応できる弁駆動機構ができる。
上記制御により、制御パターン(1)の場合は、前記カム71(p1、p2)の位相を同じ方向に調整し、ガス交換弁45p1の開閉時期の制御ができ、制御パターン(2)の場合は、前記カム71(p1、p2)の位相を逆方向に調整し、ガス交換弁45p1の開閉量の制御ができ、制御パターン(3)の場合は、前記カム71p1の位相のみを調整し、ガス交換弁45p1の閉弁時期の制御によりアトキンソン サイクル制御ができる。
なお、制御パターン(3)のアトキンソン サイクル制御のみを目的とする場合は、カム71p2の位相調整は不要であるので、電気的アクチェータであるサーボモータ515−2を省略できる。
図21は、実施例11(請求項4対応)の、位相制御手段と2個のカムプロフィールを備えた容積型油圧供給手段による、4気筒内燃機関の弁駆動機構の構成図である。
図21は、容積型ポンプと、第2の容積型ポンプを前記ロータ72tの軸方向に設け、両方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段5tを備え、各々の前記容積型ポンプの略同位相のベーン73(t1、t2)で発生する油圧を前記油圧中継路721t、722tにて連通し、各々の前記油圧中継路721t、722tに1個の空油変換器729(t1、t2)を設け、内燃機関1tの運転状況により前記位相制御手段5tにて両方の前記カム71を回動し、前記ガス交換弁451(t1〜t4)の、開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う請求項3に記載の内燃機関1tの弁駆動機構である。
図21は、容積型ポンプと、第2の容積型ポンプを前記ロータ72tの軸方向に設け、両方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段5tを備え、各々の前記容積型ポンプの略同位相のベーン73(t1、t2)で発生する油圧を前記油圧中継路721t、722tにて連通し、各々の前記油圧中継路721t、722tに1個の空油変換器729(t1、t2)を設け、内燃機関1tの運転状況により前記位相制御手段5tにて両方の前記カム71を回動し、前記ガス交換弁451(t1〜t4)の、開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う請求項3に記載の内燃機関1tの弁駆動機構である。
図21の容積型油圧供給手段7tの作用は、油圧回生手段9tで発生する油圧は各制御弁551(t1、t2)を介して各アクチェータ51(t1、t2)に供給される位相制御手段5tにより、カム71(t1、t2)の位相を調整する。
前記2個のカムプロフィール711(t1、t2)を備えた2台の容積型ポンプで発生する各々の油圧は、油圧中継路721t、722tに設けた方向制御弁77(t1、t2)により、ロータ72tの回転位相に対応する弁シリンダ411(t1〜t4)に供給されるので、前記ガス交換弁451(t1〜t4)の開弁タイミングおよび開度の調整制御ができる。
前記2個のカムプロフィールと前記方向制御弁77(t1、t2)の作用は前記実施例4〜7、前記空油圧変換器729(t1、t2)の作用は前記実施例10と重複するので、説明を省略する。
前記2個のカムプロフィール711(t1、t2)を備えた2台の容積型ポンプで発生する各々の油圧は、油圧中継路721t、722tに設けた方向制御弁77(t1、t2)により、ロータ72tの回転位相に対応する弁シリンダ411(t1〜t4)に供給されるので、前記ガス交換弁451(t1〜t4)の開弁タイミングおよび開度の調整制御ができる。
前記2個のカムプロフィールと前記方向制御弁77(t1、t2)の作用は前記実施例4〜7、前記空油圧変換器729(t1、t2)の作用は前記実施例10と重複するので、説明を省略する。
図22は、前記実施例11(図21)の、2個のロータリシリンダによる位相制御手段を備えた容積型油圧供給手段の全断面図、各ポンプ部の断面図、と周辺油圧回路図である。図22の容積型油圧供給手段7tは、下図左の前記容積型ポンプと同じ構成の下図右の第2の容積型ポンプを前記ロータ72tの軸方向に設け、両方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段5tである制御弁551(t1、t2)と、カム71(t1、t2)とカムハウジング703(t1、t2)から成るロータリシリンダ511(t1、t2)と、を備え、前記油圧回生手段9tで発生する油圧にて、前記ガス交換弁451(t1〜t4)の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う。
前記ロータリシリンダ511(t1、t2)の構成、作用は前記実施例9の説明と重複するので、説明を省略する。
複数のカムプロフィール711により方向制御弁77の周方向有端溝778が干渉する場合は、前記実施例9のように、方向制御弁77をロータ72の軸方向に分割することにより前記干渉を防止できる。
前記ロータリシリンダ511(t1、t2)の構成、作用は前記実施例9の説明と重複するので、説明を省略する。
複数のカムプロフィール711により方向制御弁77の周方向有端溝778が干渉する場合は、前記実施例9のように、方向制御弁77をロータ72の軸方向に分割することにより前記干渉を防止できる。
図23は、実施例12(請求項4対応)の2組のプランジャーポンプを備えた容積型油圧供給手段による移動体の内燃機関の弁駆動機構の制御システムの構成説明図である。
図23は、容積型ポンプである3個のプランジャから成る前記プランジャーポンプと、第2の容積型ポンプをロータ72kの軸方向に設け、両方の前記容積型ポンプに位相制御手段5kを備え、各々の前記容積型ポンプの略同位相のプランジャで発生する油圧は図示しない油圧中継路にて連通し、内燃機関1kの運転状況により前記位相制御手段5kにて両方のカム71(K1、k2)を回動し、ガス交換弁の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う内燃機関1kの弁駆動機構の制御システムの構成説明図である。
内燃機関1kの弁駆動機構等の電子制御装置であるECU12は、CPU(中央演算処理装置)、RAMとROMからなる記憶素子、入力ポート、出力ポート、およびDC電源で構成され、本図では前記入出力ポートの接続は、中継機器(アンプ等)は図示省略している。
前記実施例で説明したように、ロータ72kの回転により自動的に機械的制御である油圧シーケンス制御が行われ、図23の電気的な制御システムにて、前記位相制御手段5kを下記のように制御する。
図23は、容積型ポンプである3個のプランジャから成る前記プランジャーポンプと、第2の容積型ポンプをロータ72kの軸方向に設け、両方の前記容積型ポンプに位相制御手段5kを備え、各々の前記容積型ポンプの略同位相のプランジャで発生する油圧は図示しない油圧中継路にて連通し、内燃機関1kの運転状況により前記位相制御手段5kにて両方のカム71(K1、k2)を回動し、ガス交換弁の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う内燃機関1kの弁駆動機構の制御システムの構成説明図である。
内燃機関1kの弁駆動機構等の電子制御装置であるECU12は、CPU(中央演算処理装置)、RAMとROMからなる記憶素子、入力ポート、出力ポート、およびDC電源で構成され、本図では前記入出力ポートの接続は、中継機器(アンプ等)は図示省略している。
前記実施例で説明したように、ロータ72kの回転により自動的に機械的制御である油圧シーケンス制御が行われ、図23の電気的な制御システムにて、前記位相制御手段5kを下記のように制御する。
前記制御システムの作用は、内燃機関1kの弁駆動機構である2組の前記プランジャーポンプを備えた容積型油圧供給手段7kから供給される油圧により、図示しない弁シリンダを作動してガス交換弁を開弁する。
アクセル開度センサ17等の入力情報を基に、前記ECU12の出力で前記位相制御手段5kの各制御弁55(k1、k2)を制御して各アクチェータ51(k1、k2)を作動し、前記カム71(k1、k2)の位相を調整し、前記弁シリンダで開弁する図示しないガス交換弁の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行い、運転状況に適応した内燃機関1kの運転を行う。
アクセル開度センサ17等の入力情報を基に、前記ECU12の出力で前記位相制御手段5kの各制御弁55(k1、k2)を制御して各アクチェータ51(k1、k2)を作動し、前記カム71(k1、k2)の位相を調整し、前記弁シリンダで開弁する図示しないガス交換弁の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行い、運転状況に適応した内燃機関1kの運転を行う。
図24は、前記実施例12(図23)の内燃機関の弁駆動機構の制御フローチャートと、各制御サブルーチンの弁リフト特性図による開弁制御説明図である。
内燃機関1kの弁駆動機構は、図23に示した入出力情報等により制御され、特に加速あるいは減速等の制御判断は、アクセルペダルあるいはブレーキペダル操作によるアクセル開度センサ17、ブレーキ開度センサ18からの入力情報や図示しない車速センサ等により、運転者の意思や内燃機関1kの運転状況を分析、判断、予測し、各運転サブルーチンを図24の制御フローチャートに従い実行する。
内燃機関1kの弁駆動機構は、図23に示した入出力情報等により制御され、特に加速あるいは減速等の制御判断は、アクセルペダルあるいはブレーキペダル操作によるアクセル開度センサ17、ブレーキ開度センサ18からの入力情報や図示しない車速センサ等により、運転者の意思や内燃機関1kの運転状況を分析、判断、予測し、各運転サブルーチンを図24の制御フローチャートに従い実行する。
まず、ECU12は、運転指令がONであるかを判断する(ステップS601)。
ここで、運転指令がONでないと判断した場合は、制御停止サブルーチン(ステップS612)を実行した後、RETURNにて、本処理ルーチンのSTARTに戻る。
一方、運転指令がONであると判断した場合は、次に、暖機運転中であるかを判断する(ステップS602)。
ここで、暖機運転中でないと判断した場合は、通常設定サブルーチン(ステップS604)を実行した後、スロットルMAXであるかを判断する(ステップS605)。
一方、暖機運転中と判断した場合は、暖機設定サブルーチン(ステップS603)を実行し、前記スロットルMAXであるかを判断する(ステップS605)。
具体的には、暖機設定サブルーチンでは、内燃機関1kの燃焼室の温度、潤滑油の供給状況等に対応し、特性図A(右図)に示すように燃焼性確保等の調整制御を行う。
ここで、スロットルMAXであると判断した場合は、全負荷運転サブルーチン(ステップS606)を実行し、前記ステップS601に戻る。
具体的には、全負荷運転サブルーチンでは、負荷、車速等の運転状況、内燃機関1kの温度上昇等により、特性図A(右図)に示すようにオーバーラップ等による出力増大のため吸気の充填量等の調整制御を行う。
一方、スロットルMAXでないと判断した場合は、スロットルONであるかを判断する(ステップS607)。
ここで、スロットルONであると判断した場合は、部分負荷運転サブルーチン(ステップS608)を実行し、前記ステップS601に戻る。
具体的には、部分負荷運転サブルーチンでは、負荷、車速等の運転状況、内燃機関1kの温度上昇等により、特性図A(右図)に示すようにアトキンソンサイクル制御による出力効率向上のため吸気の充填効率等の調整制御を行う。
一方、スロットルONでないと判断した場合は、ブレーキペダルONであるかを判断する(ステップS609)。
ここで、ブレーキペダルONであると判断した場合は、エンジンブレーキ制御サブルーチン(ステップS610)を実行し、前記ステップS601に戻る。
具体的には、エンジンブレーキ制御サブルーチンでは、負荷、車速等の運転状況等により、特性図A(右図)に示すように燃料供給を停止し、吸気のポンピングロスの調整等のため吸気弁の調整制御を行う。
一方、ブレーキペダルONでないと判断した場合は、アイドリング制御サブルーチン(ステップS611)を実行し、ステップ601に戻る。
本制御フローチャートは、内燃機関1kの運転中は繰り返し実行される。
ここで、運転指令がONでないと判断した場合は、制御停止サブルーチン(ステップS612)を実行した後、RETURNにて、本処理ルーチンのSTARTに戻る。
一方、運転指令がONであると判断した場合は、次に、暖機運転中であるかを判断する(ステップS602)。
ここで、暖機運転中でないと判断した場合は、通常設定サブルーチン(ステップS604)を実行した後、スロットルMAXであるかを判断する(ステップS605)。
一方、暖機運転中と判断した場合は、暖機設定サブルーチン(ステップS603)を実行し、前記スロットルMAXであるかを判断する(ステップS605)。
具体的には、暖機設定サブルーチンでは、内燃機関1kの燃焼室の温度、潤滑油の供給状況等に対応し、特性図A(右図)に示すように燃焼性確保等の調整制御を行う。
ここで、スロットルMAXであると判断した場合は、全負荷運転サブルーチン(ステップS606)を実行し、前記ステップS601に戻る。
具体的には、全負荷運転サブルーチンでは、負荷、車速等の運転状況、内燃機関1kの温度上昇等により、特性図A(右図)に示すようにオーバーラップ等による出力増大のため吸気の充填量等の調整制御を行う。
一方、スロットルMAXでないと判断した場合は、スロットルONであるかを判断する(ステップS607)。
ここで、スロットルONであると判断した場合は、部分負荷運転サブルーチン(ステップS608)を実行し、前記ステップS601に戻る。
具体的には、部分負荷運転サブルーチンでは、負荷、車速等の運転状況、内燃機関1kの温度上昇等により、特性図A(右図)に示すようにアトキンソンサイクル制御による出力効率向上のため吸気の充填効率等の調整制御を行う。
一方、スロットルONでないと判断した場合は、ブレーキペダルONであるかを判断する(ステップS609)。
ここで、ブレーキペダルONであると判断した場合は、エンジンブレーキ制御サブルーチン(ステップS610)を実行し、前記ステップS601に戻る。
具体的には、エンジンブレーキ制御サブルーチンでは、負荷、車速等の運転状況等により、特性図A(右図)に示すように燃料供給を停止し、吸気のポンピングロスの調整等のため吸気弁の調整制御を行う。
一方、ブレーキペダルONでないと判断した場合は、アイドリング制御サブルーチン(ステップS611)を実行し、ステップ601に戻る。
本制御フローチャートは、内燃機関1kの運転中は繰り返し実行される。
前記実施例1〜12は、本願発明の一例を説明したもので、各実施例の容積型油圧ポンプは、ベーンポンプをプランジャーポンプに、あるいはその逆に置き換えられる。
吸気弁をベーンポンプ、排気弁を大きなベーンポンプまたは高圧に有利なプランジャーポンプとする混成対応ができ、従来のカム方式との併用もできる。
本願発明の位相制御手段により、吸気弁を開弁タイミングと開度の調整、排気弁を開度の調整のように選択的に弁駆動の制御ができる。
前記実施例1〜12は、本願発明の一例を示すもので本願発明を制約するものではなく、当業者により変更および改良ができる。
吸気弁をベーンポンプ、排気弁を大きなベーンポンプまたは高圧に有利なプランジャーポンプとする混成対応ができ、従来のカム方式との併用もできる。
本願発明の位相制御手段により、吸気弁を開弁タイミングと開度の調整、排気弁を開度の調整のように選択的に弁駆動の制御ができる。
前記実施例1〜12は、本願発明の一例を示すもので本願発明を制約するものではなく、当業者により変更および改良ができる。
本願発明の内燃機関の弁駆動機構は油圧を利用するので、潤滑、ラッシュアジャスタ機能が容易に対応でき、カムを共用するので構成部品が少ない簡素な構造であり、内燃機関を小型化、軽量化できるので、自動車、船舶等の移動体に搭載する内燃機関に適する。
1 内燃機関
4 出力手段
5 位相制御手段
6 回転伝動手段
7 容積型油圧供給手段
8 油圧補助手段
9 油圧回生手段
12 ECU(電子制御装置)
15 カム角センサ
16 クランク角センサ
17 アクセル開度センサ
18 ブレーキ開度センサ
20 吸気
21 吸気通路
30 排気
31 排気通路
41 弁シリンダ
42 弁ピストン
43 スプリング
45 ガス交換弁
46 シリンダ
47 ピストン
48 コンロッド
49 クランク軸
51 アクチェータ
54 逆止弁
55 制御手段
58 油圧通路(吐出)
59 油圧通路(戻り)
61 従動車
62 駆動車
63 伝動媒体
70 ハウジング
71 カム
72 ロータ
73 ベーン
74 プランジャ
76 回転継手
77 方向制御弁(回転スライド式)
78 油圧通路(弁駆動)
79 油圧通路
80 油タンク
81 絞り弁
82、83 逆止弁
88 油圧通路
92、93 逆止弁
94 リリーフ弁
95 制御弁
96 方向制御弁
98 油圧通路(吐出)
99 油圧通路(戻り)
411 弁シリンダ(吸気)
412 弁シリンダ(排気)
451 ガス交換弁(吸気)
452 ガス交換弁(排気)
511 ロータリシリンダ
515 サーボモータ
516 ウォーム
517 ウォーム歯車
551 制御弁
556 コントローラ
701 サイドハウジング
702 ロータハウジング
703 カムハウジング
704 中間ハウジング
710 基準プロフィール
711 カムプロフィール
715 カムシフト角センサ
721 油圧中継路(第1油圧)
722 油圧中継路(第2油圧)
723 油圧中継路(第3油圧)
724 油圧中継路(第4油圧)
725 油圧中継路(大気圧)
726 油圧中継路
729 空油変換器
738 セル
768 周方向無端溝
778 周方向有端溝
781 油圧通路(吸気弁)
782 油圧通路(排気弁)
4 出力手段
5 位相制御手段
6 回転伝動手段
7 容積型油圧供給手段
8 油圧補助手段
9 油圧回生手段
12 ECU(電子制御装置)
15 カム角センサ
16 クランク角センサ
17 アクセル開度センサ
18 ブレーキ開度センサ
20 吸気
21 吸気通路
30 排気
31 排気通路
41 弁シリンダ
42 弁ピストン
43 スプリング
45 ガス交換弁
46 シリンダ
47 ピストン
48 コンロッド
49 クランク軸
51 アクチェータ
54 逆止弁
55 制御手段
58 油圧通路(吐出)
59 油圧通路(戻り)
61 従動車
62 駆動車
63 伝動媒体
70 ハウジング
71 カム
72 ロータ
73 ベーン
74 プランジャ
76 回転継手
77 方向制御弁(回転スライド式)
78 油圧通路(弁駆動)
79 油圧通路
80 油タンク
81 絞り弁
82、83 逆止弁
88 油圧通路
92、93 逆止弁
94 リリーフ弁
95 制御弁
96 方向制御弁
98 油圧通路(吐出)
99 油圧通路(戻り)
411 弁シリンダ(吸気)
412 弁シリンダ(排気)
451 ガス交換弁(吸気)
452 ガス交換弁(排気)
511 ロータリシリンダ
515 サーボモータ
516 ウォーム
517 ウォーム歯車
551 制御弁
556 コントローラ
701 サイドハウジング
702 ロータハウジング
703 カムハウジング
704 中間ハウジング
710 基準プロフィール
711 カムプロフィール
715 カムシフト角センサ
721 油圧中継路(第1油圧)
722 油圧中継路(第2油圧)
723 油圧中継路(第3油圧)
724 油圧中継路(第4油圧)
725 油圧中継路(大気圧)
726 油圧中継路
729 空油変換器
738 セル
768 周方向無端溝
778 周方向有端溝
781 油圧通路(吸気弁)
782 油圧通路(排気弁)
Claims (4)
- 4サイクル内燃機関にて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダを周期的に作動させ、前記弁シリンダが1本または複数のガス交換弁を開閉作動する往復動機関において、
出力手段、容積型油圧供給手段、および回転伝動手段から成る内燃機関の弁駆動機構であって、
前記出力手段は、
前記弁シリンダと、クランク軸と、前記クランク軸に連動する少なくとも一つのピストンと、シリンダと、を備え、
前記回転伝動手段は、
前記クランク軸に設けた駆動車と、有効径が前記駆動車の2倍の前記容積型ポンプのロータに設けた従動車と、を備え、
前記容積型油圧供給手段は、
前記容積型ポンプと、回転継手と、を備え、
前記容積型ポンプは、
管状のカムの内側に、基準プロフィールと1個のカムプロフィールを設け、前記カムの内周面を摺動する複数のベーンまたはプランジャを前記ロータに設け、
前記ロータは、前記複数のベーンまたはプランジャで発生する各油圧を移送する油圧中継路を備え、
前記回転継手は、前記ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路に対応する周方向無端溝を設け、
前記各周方向無端溝は前記弁シリンダと油圧通路にて連通することを特徴とする内燃機関の弁駆動機構。 - 前記容積型油圧供給手段が、
前記容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁と、を備え、
前記容積型ポンプは、
前記管状のカムの内側に、基準プロフィールと少なくとも2個のカムプロフィールを周方向に等間隔に設け、
前記方向制御弁は、前記ロータの外周面または前記ロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路に対応する周方向有端溝を設け、
前記弁シリンダは前記各周方向有端溝と油圧通路にて連通することを特徴とする請求項1に記載の内燃機関の弁駆動機構。 - 前記ロータの回転軸を中心に前記カムを回動させるアクチェータと、前記アクチェータの制御手段と、を備えた位相制御手段を設け、前記内燃機関の運転状況により前記アクチェータにて前記カムを回動し、前記ガス交換弁の開弁タイミングの調整制御を行うことを特徴とする請求項1または2に記載の内燃機関の弁駆動機構。
- 前記容積型ポンプと、第2の容積型ポンプを前記ロータの軸方向に設け、少なくとも一方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段を備え、
各々の前記容積型ポンプの略同位相のベーンまたはプランジャで発生する油圧を前記油圧中継路にて連通し、各々の前記油圧中継路に1個の空油変換器を設け、
前記内燃機関の運転状況により前記位相制御手段にて少なくとも一つの前記カムを回動し、前記ガス交換弁の開弁タイミングおよび/または開度の調整制御を行うことを特徴とする請求項3に記載の内燃機関の弁駆動機構。
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---|---|---|---|
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PCT/JP2017/021437 WO2018185947A1 (ja) | 2017-04-07 | 2017-06-09 | 内燃機関の弁駆動機構 |
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---|---|---|---|
JP2017076615A JP6190997B1 (ja) | 2017-04-07 | 2017-04-07 | 内燃機関の弁駆動機構 |
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JP2017076615A Active JP6190997B1 (ja) | 2017-04-07 | 2017-04-07 | 内燃機関の弁駆動機構 |
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Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN108087052A (zh) * | 2017-12-13 | 2018-05-29 | 大连理工大学 | 一种液压多模式可变气门驱动*** |
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---|---|---|---|---|
JP2010513767A (ja) * | 2006-12-13 | 2010-04-30 | シエツフレル コマンディートゲゼルシャフト | 往復動ピストン内燃機関のガス交換弁をハイドロリック的に制御するための装置 |
JP2013100763A (ja) * | 2011-11-08 | 2013-05-23 | Suzuki Motor Corp | 4サイクルエンジン |
JP2013133722A (ja) * | 2011-12-26 | 2013-07-08 | Suzuki Motor Corp | 4サイクルエンジン |
JP2015519510A (ja) * | 2012-06-18 | 2015-07-09 | ブック, フランソワBOECK, Francois | 内燃機関用の直接タイミングシステム |
Family Cites Families (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP3622322B2 (ja) * | 1996-03-11 | 2005-02-23 | 株式会社日立製作所 | バルブ駆動装置及びエンジン |
-
2017
- 2017-04-07 JP JP2017076615A patent/JP6190997B1/ja active Active
- 2017-06-09 WO PCT/JP2017/021437 patent/WO2018185947A1/ja active Application Filing
Patent Citations (4)
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JP2010513767A (ja) * | 2006-12-13 | 2010-04-30 | シエツフレル コマンディートゲゼルシャフト | 往復動ピストン内燃機関のガス交換弁をハイドロリック的に制御するための装置 |
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CN108087052A (zh) * | 2017-12-13 | 2018-05-29 | 大连理工大学 | 一种液压多模式可变气门驱动*** |
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WO2018185947A1 (ja) | 2018-10-11 |
JP2018178798A (ja) | 2018-11-15 |
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