JPH0427704A - Hydraulic valve drive unit for internal combustion engine - Google Patents
Hydraulic valve drive unit for internal combustion engineInfo
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 この発明は内燃機関の油圧式弁駆動装置に関する。[Detailed description of the invention] [Industrial application field] The present invention relates to a hydraulic valve drive device for an internal combustion engine.
機械的なカムの代わりに油圧によって弁装置（吸気弁も
しくは排気弁）を駆動する内燃機関用の油圧式弁駆動装
置においては、弁（吸気弁もしくは排気弁）は油圧アク
チュエータを具備し、油圧アクチュエータの作動油圧の
導入、排出を制御する制御弁が具備される。導入用制御
弁が開放されることにより油圧がアクチュエータに導入
され、開弁が開始され、油圧アクチュエータの圧力が高
まることで弁は最大揚程位置に到達され、排出用制御弁
を開放することにより閉弁が開始される。In a hydraulic valve drive device for an internal combustion engine in which a valve device (intake valve or exhaust valve) is driven by hydraulic pressure instead of a mechanical cam, the valve (intake valve or exhaust valve) is equipped with a hydraulic actuator; A control valve is provided to control the introduction and discharge of hydraulic pressure. By opening the inlet control valve, hydraulic pressure is introduced into the actuator and the valve starts to open.As the pressure of the hydraulic actuator increases, the valve reaches its maximum lift position, and by opening the discharge control valve, it closes. The valve is started.
制御弁は応答性を高めるため圧電素子をアクチュエータ
とするものが好ましい。油圧式弁装置としては例えば実
開昭６４−４９６０６号を参照されたい。The control valve preferably uses a piezoelectric element as an actuator to improve responsiveness. For a hydraulic valve device, see, for example, Japanese Utility Model Application No. 49606/1983.
油圧式弁駆動装置では作動油圧の変化によって油圧力が
変化し、弁揚程が変化する。弁揚程を機関運転条件（即
ち、機関回転数、負荷）に応じて変化させる場合がある
が、その場合でも機関回転数及び負荷を固定した場合は
弁揚程は一定に維持する必要がある。ところが、油圧は
温度等の影響によって同一のポンプ回転数でも変化する
。油圧が本来の値より降下すると弁揚程が少なくなり、
機関の出力が低下し、運転性の悪化を見ることになる。In a hydraulic valve drive device, the hydraulic pressure changes due to changes in the working oil pressure, and the valve lift changes. The valve lift may be changed depending on the engine operating conditions (i.e. engine speed, load), but even in that case, if the engine speed and load are fixed, the valve lift needs to be maintained constant. However, the oil pressure changes even at the same pump rotation speed due to the influence of temperature and other factors. If the oil pressure drops below its original value, the valve lift will decrease,
The output of the engine will decrease, and drivability will deteriorate.
また、油圧が過大となると弁の動きが急になり過ぎ、騒
音が大きくなったり、部品の損傷が早まる等の問題点が
発生する。Furthermore, if the oil pressure is too high, the valve will move too rapidly, causing problems such as increased noise and premature damage to parts.
この発明は油の状態の変化にかかわらずバルブの本来意
図した制御を行い得るようにすることにある。The purpose of this invention is to enable the originally intended control of the valve to be performed regardless of changes in the oil condition.
この発明によれば、油圧源Ａから油圧アクチュエータに
対する油圧を制御する制御弁を有した内燃機関の油圧式
弁駆動装置において、機関の運転条件に応じた弁作動時
期に応じた制御弁Ｂの作動時期を設定する制御弁作動時
期設定手段Ｃと、制御弁作動時期設定手段Ｃによって設
定される制御弁作動時期を得るべく制御弁Ｂの作動を制
御する制御弁作動制御手段りと、油圧アクチュエータへ
の作動油圧Ｅを検出する手段Ｅと、作動油圧検出手段Ｅ
によって検出された油圧に応じて制御弁作動時期を修正
する制御弁作動時期修正手段Ｆとを具備する油圧式弁駆
動装置が提供される。According to the present invention, in a hydraulic valve drive device for an internal combustion engine having a control valve that controls hydraulic pressure from a hydraulic source A to a hydraulic actuator, the control valve B is operated in accordance with the valve operation timing according to the operating conditions of the engine. A control valve operation timing setting means C for setting the timing, a control valve operation control means for controlling the operation of the control valve B to obtain the control valve operation timing set by the control valve operation timing setting means C, and a hydraulic actuator. means E for detecting the working oil pressure E, and working oil pressure detecting means E
A hydraulic valve drive device is provided which includes a control valve operation timing correction means F that corrects the control valve operation timing in accordance with the oil pressure detected by the control valve operation timing.
制御弁作動時期設定手段Ｃは機関の運転条件に応じた弁
作動時期に応じた制御弁Ｂの作動時期を設定する。The control valve operation timing setting means C sets the operation timing of the control valve B according to the valve operation timing according to the operating conditions of the engine.
制御弁作動制御手段りは、制御弁作動時期設定手段Ｃに
よって設定される制御弁作動時期を得るべく制御弁Ｂの
作動を制御する。The control valve operation control means controls the operation of the control valve B to obtain the control valve operation timing set by the control valve operation timing setting means C.
作動油圧検出手段Ｅは油圧アクチュエータへの作動油圧
を検出する。The hydraulic pressure detection means E detects the hydraulic pressure applied to the hydraulic actuator.
制御弁作動時期修正手段Ｆは作動油圧検出手段Ｅによっ
て検出された油圧に応じて制御弁作動時期を修正する。The control valve actuation timing correction means F corrects the control valve actuation timing in accordance with the oil pressure detected by the actuation oil pressure detection means E.
そのため、制御弁の作動は油圧の変化によって修正され
、バルブの本来意図した開弁時期、閉弁時期を得ること
ができる。Therefore, the operation of the control valve is modified by changes in the oil pressure, and the originally intended opening timing and closing timing of the valve can be obtained.
第２図、第３図はこの発明の油圧駆動装置の全体構成を
示している。この実施例は所謂４バルブ機関への応用を
示し、１０は吸気弁、１２は排気弁であり、二つづつ設
けられる。１１はバルブスプリングである。吸気弁１０
は油圧式駆動であり、排気弁１２は油圧式駆動でもよい
が通常のカム駆動でもよい。バルブリテーナ１３にバル
ブスプリング１１が係合している。バルブｌＯの下降中
にバルブリテーナ１３がストッパ１４に接触し、バルブ
ＩＯの最大揚程が決定される。吸気弁１０の駆動を行う
油圧アクチュエータ１５は原理的には油圧プランジャ１
６と、油圧室１７とら成る。油圧室１７は油圧管路１８
に接続され、油圧管路１８は第１の制御弁２０及び高圧
アキュムレータ２２を介して油圧ポンプ２４に接続され
る。油圧ポンプ２４の吐出油圧は圧力制御装置２５によ
って一定に制御される。油圧管路１８は、同時に、第２
の制御弁２８及び低圧アキュムレータ３０及び戻り配管
３２を介して油タンク３４に接続される。３６はストレ
ーナである。制御弁２０．２８は積層圧電素子型のアク
チュエータ等の高速応答アクチュエータ２０−．１゜２
８−１を備えており、アクチュエータ２０（，２８−１
の通電制御によって制御弁２０．２８は選択的に開閉さ
れ、吸気弁１０の開閉制御が実行される。油圧アクチュ
エータＩ５及び制御弁２０，２８ 、及びそのアクチュ
エータ２０−１．２８−１の詳細構成は例えば特開昭６
４−８３８０５号等に記載のものと同様とすることがで
きる。FIGS. 2 and 3 show the overall configuration of the hydraulic drive device of the present invention. This embodiment shows an application to a so-called four-valve engine, in which two intake valves 10 and two exhaust valves 12 are provided. 11 is a valve spring. Intake valve 10
is hydraulically driven, and the exhaust valve 12 may be hydraulically driven or may be driven by a normal cam. A valve spring 11 is engaged with a valve retainer 13. The valve retainer 13 contacts the stopper 14 while the valve IO is lowered, and the maximum lift of the valve IO is determined. In principle, the hydraulic actuator 15 that drives the intake valve 10 is the hydraulic plunger 1.
6 and a hydraulic chamber 17. The hydraulic chamber 17 is connected to the hydraulic conduit 18
The hydraulic line 18 is connected to a hydraulic pump 24 via a first control valve 20 and a high-pressure accumulator 22 . The discharge oil pressure of the hydraulic pump 24 is controlled to be constant by a pressure control device 25. At the same time, the hydraulic line 18
It is connected to an oil tank 34 via a control valve 28 , a low pressure accumulator 30 and a return pipe 32 . 36 is a strainer. The control valves 20.28 are fast-response actuators 20-. such as multilayer piezoelectric actuators. 1゜2
8-1, and the actuator 20 (, 28-1
The control valves 20 and 28 are selectively opened and closed by the energization control, and the opening and closing control of the intake valve 10 is executed. The detailed configuration of the hydraulic actuator I5, the control valves 20, 28, and the actuator 20-1.
It can be similar to that described in No. 4-83805 and the like.
制御回路４０はこの発明のバルブ作動制御を行うべ（制
御弁アクチュエータ２０−１．２８−１の制御を行うも
のでマイクロコンピュータシステムとして構成すること
ができる。制御回路４０に回転数センサ４２が接続され
、エンジン回転数ＮＨに応じた信号が制御回路４０に導
入される。油圧センサ４４は油圧アクチュエータ１５の
作動油の圧力を計測する。制御回路４０は出力ボート４
０−１．４０−２．４０−３．４０−４．４０−５゜４
０−６を備えている。出力ボート４０−１．４０−２．
４０−３４０−４．４０−５．４０−６は夫々タイマ１
１タイマ２、タイマ３、タイマ４、タイマ５、タイマ６
に接続される。これらのタイマは夫々プリセッタブルタ
イマである。タイマ１．３．５はＯＲゲート４６を介し
てフリップフロップ４８のセット入力に接続される。一
方タイマ２．４．６はＯＲゲート５０を介してフリップ
フロップ４４のリセット入力に接続される。フリップフ
ロッゾ４８の出力は増幅器５２を介して第１制御弁２゜
のアクチュエータ２０−１に接続され、インバータ５４
及び増幅器５６を介して第２制御井２８のアクチュエー
タ２８−１に接続される。The control circuit 40 controls the valve operation of the present invention (controls the control valve actuator 20-1, 28-1, and can be configured as a microcomputer system. A rotation speed sensor 42 is connected to the control circuit 40. A signal corresponding to the engine speed NH is introduced into the control circuit 40.The oil pressure sensor 44 measures the pressure of the hydraulic oil in the hydraulic actuator 15.The control circuit 40 is connected to the output boat 4.
0-1.40-2.40-3.40-4.40-5゜4
It is equipped with 0-6. Output boat 40-1.40-2.
40-340-4.40-5.40-6 are each timer 1
1 timer 2, timer 3, timer 4, timer 5, timer 6
connected to. Each of these timers is a presettable timer. Timer 1.3.5 is connected via an OR gate 46 to the set input of a flip-flop 48. On the other hand, timer 2.4.6 is connected to the reset input of flip-flop 44 via OR gate 50. The output of the flip flop 48 is connected to the actuator 20-1 of the first control valve 2° via an amplifier 52, and an inverter 54
and is connected to the actuator 28-1 of the second control well 28 via the amplifier 56.
第４図、第５図は制御回路４０による吸気弁１０の動作
説明のためのフローチャートであり、このルーチンは各
気筒の吸入行程毎（例えば４気筒内燃機関の場合はクラ
ンク角度で１８０°毎）に実行される。ステップ６０で
はエンジン回転数ＮＨの算出が行われ、ステップ６２で
は吸気弁１０の開弁開始時間Ｔ、の算出が行われる。第
６図はクランク角度に対する吸気弁と排気弁の弁揚程の
変化を示しており、吸気弁は排気弁の閉鎖に先立って開
弁開始し、所謂オーバラップを構成している。第４図の
ルーチンは吸気弁が開弁開始するθ、のクランク角度よ
り手前のクランク角度θ。において実行され、ステップ
６２で算出される開弁開始時間Ｔ１は現在の時刻Ｔ。か
ら計測したクランク角度θ１までクランク軸が回転する
のに要する時間である。周知のようにオーバラップ量は
機関高回転時大きく、低回転時少なくなる設定が好まし
い。エンジン回転数に対するオーバラップ量（θ１に対
応する）のマツプが具備され、補間演算によって現在の
エンジン回転数に応じたθ１の値が算出され、この算出
されたθ１より開弁開始時間Ｔ、の算出が実行される。4 and 5 are flowcharts for explaining the operation of the intake valve 10 by the control circuit 40, and this routine is performed every intake stroke of each cylinder (for example, every 180° in terms of crank angle in the case of a 4-cylinder internal combustion engine). is executed. In step 60, the engine speed NH is calculated, and in step 62, the opening time T of the intake valve 10 is calculated. FIG. 6 shows changes in the valve lifts of the intake valve and exhaust valve with respect to the crank angle, and the intake valve starts opening before the exhaust valve closes, forming a so-called overlap. The routine in FIG. 4 is set at a crank angle θ before the crank angle θ at which the intake valve starts opening. The valve opening start time T1 calculated in step 62 is the current time T. This is the time required for the crankshaft to rotate from 1 to the measured crank angle θ1. As is well known, the overlap amount is preferably set to be large at high engine speeds and small at low engine speeds. A map of the amount of overlap (corresponding to θ1) with respect to the engine speed is provided, and the value of θ1 corresponding to the current engine speed is calculated by interpolation, and from this calculated θ1, the valve opening start time T, Calculations are performed.
ステップ６４はリフト側の制動開始時間Ｔ２の算出を示
し、ここに制動とはバルブが最大揚程に達するに先立っ
てバルブに減速を加えことによって、ストッパ１４との
接触を減速させて起こさせるものである。Step 64 shows the calculation of the braking start time T2 on the lift side, where braking is the process of slowing down the valve to cause contact with the stopper 14 by applying deceleration to the valve before it reaches its maximum lift. be.
ステップ６６は制動終了時刻Ｔ、の開始を示す。Step 66 indicates the start of the braking end time T.
ステップ６８は吸気弁１０の閉弁開始時刻Ｔ４の算出を
示す。第６図において、吸気弁が最大弁揚程に到達した
θ４のクランク角度（時刻Ｔ４）で閉弁が開始され、θ
６のクランク角度で閉弁に至る。即ち、時刻Ｔ、の制御
によって閉弁時のクランク角度θ、を制御することがで
きる。周知のように吸気弁の閉弁は吹き返し対策のため
高速時程早く閉めるのが好ましいとされる。エンジン回
転数に対する閉弁開始クランク角度θ、のマツプが具備
され、補間演算によって現在のエンジン回転数に応じた
θ、の値が算出され、この算出されたθ４より開弁開始
時間Ｔ４の算出が実行される。Step 68 shows calculation of the valve closing start time T4 of the intake valve 10. In FIG. 6, the intake valve starts closing at a crank angle of θ4 (time T4) when the intake valve reaches its maximum valve lift, and
The valve closes at a crank angle of 6. That is, by controlling the time T, the crank angle θ at the time of valve closing can be controlled. As is well known, it is preferable to close the intake valve earlier at higher speeds to prevent blowback. A map of the valve closing start crank angle θ with respect to the engine speed is provided, and the value of θ according to the current engine speed is calculated by interpolation, and the valve opening start time T4 can be calculated from the calculated θ4. executed.
ステップ７０は閉鎖側の制動開始時刻Ｔ５の算出を示し
、ここに制動とはバルブがバルブシートに着座するに先
立ってバルブに減速を加えことによって、バルブシート
との接触を減速させて起こさせるものである。Step 70 shows the calculation of the braking start time T5 on the closing side, where braking is a process of decelerating the valve to cause contact with the valve seat by applying deceleration to the valve before the valve seats on the valve seat. It is.
ステップ７２は制御終了時刻Ｔｌｌの算出を示す。この
時刻Ｔ、は吸気弁１０が丁度バルブシートに着座するよ
うに設定される。Step 72 shows calculation of the control end time Tll. This time T is set so that the intake valve 10 is exactly seated on the valve seat.
ステップ７４はバルブ１０の開弁時間の補正を示し、現
在の油圧に応じて開弁時間を補正し、これにより油圧の
変化に係わらず所期の弁作動を確保するように狙ってい
る。このルーチンについては第５図にその詳細が示され
る。Step 74 represents the correction of the opening time of the valve 10, and is aimed at correcting the opening time according to the current oil pressure, thereby ensuring the desired valve operation regardless of changes in oil pressure. Details of this routine are shown in FIG.
ステップ７６はステップ６２．６４．６６、６Ｂ、 ７
０．７２で算出された開弁開始時刻Ｔ＋、Ｔｚ、Ｔｓ、
Ｔ４．Ｔｓ、Ｔｓが対応のボート４０−’１．４０−２
．４０−３．４０−５．４０−６からタイマ１゜２、３
．４．５．６への出力を示す。Step 76 is step 62.64.66, 6B, 7
Valve opening start time T+, Tz, Ts, calculated by 0.72
T4. Ts, Ts compatible boat 40-'1.40-2
．． 40-3.40-5.40-6 to timer 1゜2, 3
．． 4.5.6 shows the output.
第４図のルーチンの実行（時刻Ｔｏ）から開弁開始時間
Ｔ、が経過すると、タイマｌはＯＮされ、フリップ７０
ツブ４４はセットされ、アクチュエータ２〇−１は第１
制御弁２０を開弁せしめ、１２制御井２８は閉弁せしめ
られる。そのため、ポンプ２４からの油圧は導管１８を
介して油圧アクチュエータ１５の油圧室１７に導入され
、バルブスプリング１１に抗して吸気弁１０は開弁を開
始する。When the valve opening start time T has elapsed from the execution of the routine in FIG. 4 (time To), the timer l is turned on and the flip 70
The knob 44 is set, and the actuator 20-1 is set to the first position.
The control valve 20 is opened and the 12 control well 28 is closed. Therefore, the hydraulic pressure from the pump 24 is introduced into the hydraulic chamber 17 of the hydraulic actuator 15 through the conduit 18, and the intake valve 10 starts to open against the valve spring 11.
時刻Ｔ２が到来するとタイマ２がＯＮされ、フリップフ
ロップ４８はリセットされ、アクチュエータ２０−１は
第１制御弁２０を閉弁し、アクチュエータ２８−１は第
２制御井２８を開弁する。そのため、油圧室１７の油圧
は配管１８よりリターン管３２に抜かれ、バルブ１０は
スプリング１１によって閉鎖方向の力（第７図（ニ））
を印加され、バルブ１０は減速を受ける。When time T2 arrives, the timer 2 is turned on, the flip-flop 48 is reset, the actuator 20-1 closes the first control valve 20, and the actuator 28-1 opens the second control well 28. Therefore, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 17 is discharged from the pipe 18 to the return pipe 32, and the valve 10 is subjected to a force in the closing direction by the spring 11 (FIG. 7 (d)).
is applied, and the valve 10 undergoes deceleration.
時刻Ｔ、においてタイマ１はＯＮされ、フリップフロッ
プ４８はセットされ、アクチュエータ２０−１は第１制
御井２０を開弁せしめ、第２制御井２８を閉弁せしめる
。そのため、ポンプ２４からの油圧は導管１８を介して
油圧アクチュエータ１５の油圧室１７に導入され、バル
ブに開弁方向の力が付与される。このとき、バルブリテ
ーナ１３がストッパ１４に接触し、バルブは最大揚程位
置に保持される。At time T, the timer 1 is turned on, the flip-flop 48 is set, and the actuator 20-1 opens the first control well 20 and closes the second control well 28. Therefore, the hydraulic pressure from the pump 24 is introduced into the hydraulic chamber 17 of the hydraulic actuator 15 via the conduit 18, and a force in the valve opening direction is applied to the valve. At this time, the valve retainer 13 contacts the stopper 14, and the valve is held at the maximum lift position.
時刻Ｔ４が到来するとタイマ４がセットされ、フリップ
フロップ４８はリセットされ、アクチュエータ２０−１
は第１制御弁２０を閉弁し、アクチュエータ２８−１は
第２制御井２８を開弁する。そのため、油圧はリターン
通路３２を介してタンク３４に抜かれ、吸気弁１０はバ
ルブスプリング１１によって閉鎖を開始する。When time T4 arrives, timer 4 is set, flip-flop 48 is reset, and actuator 20-1
closes the first control valve 20, and the actuator 28-1 opens the second control well 28. Therefore, the hydraulic pressure is drained to the tank 34 through the return passage 32, and the intake valve 10 begins to close by the valve spring 11.
時刻Ｔ、が到来するとタイマ５がＯＮされ、フリップフ
ロップ４８はセットされ、アクチュエータ２０−１は第
１＃御弁２０を開弁じ、アクチュエータ２０−８は第２
制御弁２８を閉弁し、アクチュエータに油圧が導入され
る。そのため、閉鎖方向へのバルブの動きに制動がかか
る。When time T arrives, the timer 5 is turned on, the flip-flop 48 is set, the actuator 20-1 opens the first # control valve 20, and the actuator 20-8 opens the second # control valve.
The control valve 28 is closed and hydraulic pressure is introduced into the actuator. Therefore, the movement of the valve in the closing direction is braked.
時刻Ｔ６が到来するとタイマ６がＯＮされ、フリップフ
ロップ４８はリセットされ、アクチュエータ２０−１は
第１制御弁２０を閉弁し、アクチュエータ２８−１は第
２制御井２８を開弁する。そのため、油圧室１７の油圧
は配管１８よりリターン管３２に抜かれ、バルブ１０は
スプリング１１の力によりバルブシートに着座せしめら
れる。When time T6 arrives, the timer 6 is turned on, the flip-flop 48 is reset, the actuator 20-1 closes the first control valve 20, and the actuator 28-1 opens the second control well 28. Therefore, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 17 is drained from the pipe 18 to the return pipe 32, and the valve 10 is seated on the valve seat by the force of the spring 11.
第５図は第４図のステップ７４における開弁時間の補正
処理の詳細を示す。ステップ７４−１では開弁時間補正
係数ＫＡの算出を示す。この補正係数ＫＡは吸気弁を開
弁制御する場合における制御弁２０２８の作動時間を長
短補正するものであり、これにより丁度ストッパ１４に
当たるところで開弁制御を終了させるようにする。ステ
ップ７４−２は開弁時間補正係数に、の算ａを示す。こ
の補正係数に、は吸気弁を閉弁制御する場合における制
御弁２０．２８の作動時間を長短補正するものであり、
これにより丁度バルブシートに当たるところで閉弁制御
を終了させるようにする。第７図（幻における実線Ａ、
は通常の油圧（設計中心値）でのリフト曲線を示し、Ａ
、は油圧が設計中心から低い方向に外れた場合（第７図
（八））のリフト曲線を示し、バルブ１０の最大揚程が
得られないことになる。またＡｚは油圧が設計中心から
高い方向に外れた場合（第７図（ハ））のリフト曲線を
示し揚程の変化が急激に行われ、騒音が大きくなったり
、衝撃が大きいため耐久性が悪化したりする恐れがある
。油圧の変化による弁揚程特性の変化は閉弁時も同様で
ある。即ち、第７図（ネ）における実線Ａａ’は通常の
油圧（設計中心値）でのリフト曲線を示し、Ａｌｏ は
油圧が設計中心から低い方向に外れた場合のリフト曲線
を示し早く閉まり過ぎるため着座衝撃が発生する恐れが
ある。また、Ａ２′は油圧が設計中心から高い方向に外
れた場合のリフト曲線を示し、バルブが閉じ遅れること
になる。この実施例では油圧センサ４４によって油圧を
計測し、油圧に応じて油圧の導入時間を制御し、油圧の
大小に係わらずいつも適正な弁揚程特性を得ることを狙
っている。FIG. 5 shows details of the valve opening time correction process in step 74 of FIG. Step 74-1 shows calculation of the valve opening time correction coefficient KA. This correction coefficient KA is used to correct the operating time of the control valve 2028 when controlling the opening of the intake valve, so that the valve opening control is ended just when the stopper 14 is hit. Step 74-2 shows calculation a of the valve opening time correction coefficient. This correction coefficient corrects the operating time of the control valve 20.28 when controlling the intake valve to close,
This causes the valve closing control to end exactly when the valve seat is hit. Figure 7 (solid line A in illusion,
indicates the lift curve at normal oil pressure (design center value), and A
, shows the lift curve when the oil pressure deviates from the design center in a lower direction (FIG. 7 (8)), and the maximum lift of the valve 10 cannot be obtained. Also, Az shows the lift curve when the oil pressure deviates from the design center in a higher direction (Figure 7 (c)), and the lift height changes suddenly, resulting in louder noise and larger impact, which deteriorates durability. There is a risk that it will happen. The change in valve head characteristics due to changes in oil pressure is the same when the valve is closed. That is, the solid line Aa' in Fig. 7 (N) shows the lift curve at normal oil pressure (design center value), and Alo shows the lift curve when the oil pressure deviates from the design center in a lower direction. Seating impact may occur. Further, A2' indicates a lift curve when the oil pressure deviates from the design center in a higher direction, resulting in a delay in closing the valve. In this embodiment, the oil pressure is measured by the oil pressure sensor 44, and the introduction time of the oil pressure is controlled according to the oil pressure, with the aim of always obtaining appropriate valve head characteristics regardless of the magnitude of the oil pressure.
ステップ７４−１で行われる処理を説明すると油圧に対
する補正係数ＫＡのマツプが具備され、センサ４４によ
り検出されるそのときの油圧に対する補正係数ＫＡの値
の補間演算が実行される。ステップ７４−２では油圧に
対する補正係数に、より、センサ４４により検出される
そのときの油圧に対する補正係数に、の値の補間演算が
実行される。ステップ７４−３では補正係数ＫＡにＴ２
を掛は算したものが１２とされ、ステップ７４−３では
補正係数ＫＢに１５を掛は算したものがＴ５とされる。Explaining the process performed in step 74-1, a map of correction coefficients KA for the oil pressure is provided, and an interpolation calculation of the value of the correction coefficient KA for the current oil pressure detected by the sensor 44 is performed. In step 74-2, an interpolation calculation is performed on the value of the correction coefficient for the oil pressure detected by the sensor 44 at that time. In step 74-3, the correction coefficient KA is set to T2.
is multiplied by 12, and in step 74-3, the correction coefficient KB is multiplied by 15, and the result is T5.
第７図（本）のＡのように油圧が設計中心から低い方向
に外れた場合は時刻Ｔ２が第７図（イ）のＴ２−１に延
長補正され、バルブの開弁作動時間が長（なるため圧力
室の油圧は第７図（ニ）のＡ１から設計中央値である実
線位置に増大修正される。第７図（ネ）のＡ２のように
油圧が設計中心から高い方向に外れた場合は時刻Ｔ、が
第７図（イ）のＴ２−３に短縮補正され、バルブの開弁
作動時間が短くなるため圧力室の油圧は第７図（ニ）の
Ａ１から設計中央値である実線位置に減少修正される。If the oil pressure deviates from the design center in a lower direction as shown in A of Fig. 7 (Main), time T2 is extended and corrected to T2-1 in Fig. 7 (A), and the valve opening operation time becomes longer ( Therefore, the oil pressure in the pressure chamber is increased from A1 in Figure 7 (D) to the solid line position, which is the design median value.As shown in A2 in Figure 7 (N), the oil pressure deviates from the design center in a higher direction. In this case, time T is shortened and corrected to T2-3 in Figure 7 (a), and the valve opening operation time becomes shorter, so the oil pressure in the pressure chamber is the design median value from A1 in Figure 7 (d). Decreasingly corrected to the solid line position.
閉弁動作については第７図（ネ〉のＡ＋’のように油圧
が設計中心から低い方向に外れた場合は時刻Ｔ、が第７
図（イ）のＴＳ−１に短縮補正され、バルブの閉弁作動
時間が短くなるため圧力室の油圧は第７図（ニ）のＡ１
から設計中央値である実線位置に増大修正される。第７
図（幻のＡ２′のように油圧が設計中心から高い方向に
外れた場合は時刻Ｔ５が第７図（イ）の１５−２に延長
補正され、バルブの閉弁作動時間が長くなるため圧力室
の油圧は第７図（：）のＡ、から設計中央値である実線
位置に減少修正される。このようにして油圧の変化に係
わらずバルブの弁揚程特性をいつも設計中心の特性Ａ
ａ、 Ａ ｏ’に維持することができる。Regarding the valve closing operation, if the oil pressure deviates from the design center in a lower direction as shown in Figure 7 (A+'), time T is the 7th point.
The oil pressure in the pressure chamber is corrected to be shortened to TS-1 in Figure (A), and the valve closing operation time is shortened, so the oil pressure in the pressure chamber is A1 in Figure 7 (D).
The design median value is increased from the solid line position to the design median value. 7th
Figure (If the oil pressure deviates from the design center in a higher direction as in the phantom A2', time T5 is extended to 15-2 in Figure 7 (a), and the valve closing operation time becomes longer, so the pressure The oil pressure in the chamber is corrected to decrease from A in Figure 7 (:) to the solid line position, which is the design median value.In this way, regardless of changes in oil pressure, the valve head characteristics of the valve are always adjusted to the design center characteristic A.
a, A o' can be maintained.
実施例ではＴｔ、 Ｔ６を油圧に応じて長短修正するこ
とにより弁作動時間を変化させ、油圧に係わらず適正な
弁揚程特性を得ていたが、図のＴ、、Ｔ、又はＴ＋、Ｔ
ｔ及びＴｔ、 Ｔ、の双方を制御することにより弁作動
時間を変化させ、弁揚程特性を制御してもよい。In the example, the valve operation time was changed by adjusting the length of Tt and T6 according to the oil pressure, and an appropriate valve lift characteristic was obtained regardless of the oil pressure.
By controlling both t and Tt, the valve operating time may be changed to control the valve head characteristics.
実施例のように油圧をセンサ４４によって直接計測する
代わりに、その代替因子として油の温度やエンジン水温
等でも実施可能である。Instead of directly measuring the oil pressure with the sensor 44 as in the embodiment, it is also possible to use oil temperature, engine water temperature, etc. as an alternative factor.
この発明によれば、油圧に応じて開弁方向の弁作動時間
、閉弁方向の弁作動時間を修正することで、油圧の変化
に係わらず所期の弁揚程特性を得ることかでき、騒音を
低減できると共に、部品の耐久性を向上することができ
る。According to this invention, by modifying the valve operating time in the valve opening direction and the valve operating time in the valve closing direction according to the oil pressure, it is possible to obtain the desired valve head characteristics regardless of changes in the oil pressure, and the noise is reduced. can be reduced and the durability of the parts can be improved.
第１図はこの発明の構成を示すブロック線図。
第２図はこの発明の実施例の油圧式弁駆動装置の全体概
略図。
第３図は第２図の内燃機関の燃焼室上面より見た概略図
。
第４図、第５図は第２図の制御回路の作動を表すフロー
チャート。
第６図はクランク角度に対する排気弁、吸気弁の作動を
説明する図。
第７図は第２図の装置の作動タイミングを説明する図。
１０・・・吸気弁、１２・・・排気弁、１５・・・油圧
アクチュエータ、１６・・・プランジャ、１７・・・油
圧室、２０・・・第１制御弁、２８・・・第２制御弁、
２０−１．２８−１・・・制御弁アクチュエータ、４０
・・・制御回路、４２・・・回転数センサ、４４・・・
圧力センサ、４６．４８・・・ゲート、４８・・・フリ
ップフロップ 、５２．５６・・・増幅器。FIG. 1 is a block diagram showing the configuration of the present invention. FIG. 2 is an overall schematic diagram of a hydraulic valve drive device according to an embodiment of the present invention. FIG. 3 is a schematic view of the combustion chamber of the internal combustion engine shown in FIG. 2, seen from above. 4 and 5 are flowcharts showing the operation of the control circuit of FIG. 2. FIG. 6 is a diagram illustrating the operation of the exhaust valve and intake valve with respect to the crank angle. FIG. 7 is a diagram illustrating the operation timing of the device shown in FIG. 2. DESCRIPTION OF SYMBOLS 10... Intake valve, 12... Exhaust valve, 15... Hydraulic actuator, 16... Plunger, 17... Hydraulic chamber, 20... First control valve, 28... Second control valve,
20-1.28-1...Control valve actuator, 40
...Control circuit, 42...Rotation speed sensor, 44...
Pressure sensor, 46.48...gate, 48...flip-flop, 52.56...amplifier.
Claims (1)
制御弁を有した内燃機関の油圧式弁駆動装置において、
機関の運転条件に応じた弁作動時期に応じた制御弁の作
動時期を設定する制御弁作動時期設定手段と、制御弁作
動時期設定手段によって設定される制御弁作動時期を得
るべく制御弁の作動を制御する制御弁作動制御手段と、
油圧アクチュエータへの作動油圧を検出する手段と、作
動油圧検出手段によって検出された油圧に応じて制御弁
作動時期を修正する制御弁作動時期修正手段とを具備す
る油圧式弁駆動装置。In a hydraulic valve drive device for an internal combustion engine having a control valve that controls hydraulic pressure from a hydraulic source to a hydraulic actuator,
control valve operation timing setting means for setting the operation timing of the control valve according to the valve operation timing according to the operating conditions of the engine; and operation of the control valve to obtain the control valve operation timing set by the control valve operation timing setting means. a control valve actuation control means for controlling the
A hydraulic valve drive device comprising means for detecting a working oil pressure applied to a hydraulic actuator, and a control valve actuation timing correcting means for correcting a control valve actuation timing according to the oil pressure detected by the actuating oil pressure detecting means.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2129007A JPH0427704A (en) | 1990-05-21 | 1990-05-21 | Hydraulic valve drive unit for internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2129007A JPH0427704A (en) | 1990-05-21 | 1990-05-21 | Hydraulic valve drive unit for internal combustion engine |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0427704A true JPH0427704A (en) | 1992-01-30 |
Family
ID=14998856
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2129007A Pending JPH0427704A (en) | 1990-05-21 | 1990-05-21 | Hydraulic valve drive unit for internal combustion engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0427704A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2002079614A1 (en) * | 2001-03-29 | 2002-10-10 | Isuzu Motors Limited | Valve gear drive device of internal combustion engine |
-
1990
- 1990-05-21 JP JP2129007A patent/JPH0427704A/en active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2002079614A1 (en) * | 2001-03-29 | 2002-10-10 | Isuzu Motors Limited | Valve gear drive device of internal combustion engine |
| US7063054B2 (en) | 2001-03-29 | 2006-06-20 | Isuzu Motors Limited | Valve driving device of an internal combustion engine |
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