JPH0849576A - 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置 - Google Patents
内燃機関の吸排気弁駆動制御装置Info
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- JPH0849576A JPH0849576A JP6185057A JP18505794A JPH0849576A JP H0849576 A JPH0849576 A JP H0849576A JP 6185057 A JP6185057 A JP 6185057A JP 18505794 A JP18505794 A JP 18505794A JP H0849576 A JPH0849576 A JP H0849576A
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- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0223—Variable control of the intake valves only
- F02D13/0234—Variable control of the intake valves only changing the valve timing only
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
- F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
- F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
- F01L1/356—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear making the angular relationship oscillate, e.g. non-homokinetic drive
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- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0261—Controlling the valve overlap
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/02—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke
- F02B2075/022—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle
- F02B2075/027—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle four
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- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
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- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
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- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
- Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
- Y10T74/00—Machine element or mechanism
- Y10T74/21—Elements
- Y10T74/2101—Cams
- Y10T74/2102—Adjustable
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- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Valve Device For Special Equipments (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【目的】 低回転低負荷域から低回転中・高負荷域への
移行時における作動角変換あるいは同作動角による加速
性能（レスポンス）及びトルクショックの発生を回避す
る。 【構成】 セクション１で機関回転数Ｎ，吸入空気量
Ｑ，スロットル開度θTを読み込んだ後、セクション２
でスロットル回動速度Ｖを、３で基本噴射量ＴPを夫々
演算する。また、セクション４で高回転域と判断した場
合は９で吸気弁を大作動角制御するが、低回転域でかつ
６，７で低負荷域と判断した場合は、セクション８で小
作動角に制御する。そして、低回転域からスロットルバ
ルブを急回動させて高負荷域に移行した場合は、セクシ
ョン５からセクション８に進んで小作動角制御を行う。
一方、低回転中負荷域に移行した場合は、セクション１
０からセクション９に進んで徐々に大作動角に制御す
る。
移行時における作動角変換あるいは同作動角による加速
性能（レスポンス）及びトルクショックの発生を回避す
る。 【構成】 セクション１で機関回転数Ｎ，吸入空気量
Ｑ，スロットル開度θTを読み込んだ後、セクション２
でスロットル回動速度Ｖを、３で基本噴射量ＴPを夫々
演算する。また、セクション４で高回転域と判断した場
合は９で吸気弁を大作動角制御するが、低回転域でかつ
６，７で低負荷域と判断した場合は、セクション８で小
作動角に制御する。そして、低回転域からスロットルバ
ルブを急回動させて高負荷域に移行した場合は、セクシ
ョン５からセクション８に進んで小作動角制御を行う。
一方、低回転中負荷域に移行した場合は、セクション１
０からセクション９に進んで徐々に大作動角に制御す
る。
Description
【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。
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。
【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。
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。
【０００３】また、特開平２−４２１０５号公報に記載
された発明は、カムシャフトに低速用カムと高速用カム
を備え、機関低回転時と高回転時に前記低速用カムと高
速用カムを切り換えてバルブタイミングとカムリフト量
を可変にすると共に、低速用カムと高速用カムを低速時
と高速時の機関出力が一致する時点で切り換えることに
より、切り換えによる機関出力の変化が生じなくなり、
トルクショックが低減されるようになっている。
された発明は、カムシャフトに低速用カムと高速用カム
を備え、機関低回転時と高回転時に前記低速用カムと高
速用カムを切り換えてバルブタイミングとカムリフト量
を可変にすると共に、低速用カムと高速用カムを低速時
と高速時の機関出力が一致する時点で切り換えることに
より、切り換えによる機関出力の変化が生じなくなり、
トルクショックが低減されるようになっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、前者の
従来例にあっては、前述のように機関低回転低負荷時に
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、この状態からアクセルペダルを踏み込んで加速し中
負荷域に移行しても、吸気弁の閉時期は遅れ側に維持さ
れているため、充填効率が低く加速性が悪化する惧れが
ある。また、急加速して低負荷域から高負荷域へ移行し
た場合は、バルブタイミング制御機構の油圧アクチュエ
ータの作動遅れにより、直ちに充填効率を高めることが
できないため、この場合も加速性が十分に得られない惧
れがある。
従来例にあっては、前述のように機関低回転低負荷時に
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、この状態からアクセルペダルを踏み込んで加速し中
負荷域に移行しても、吸気弁の閉時期は遅れ側に維持さ
れているため、充填効率が低く加速性が悪化する惧れが
ある。また、急加速して低負荷域から高負荷域へ移行し
た場合は、バルブタイミング制御機構の油圧アクチュエ
ータの作動遅れにより、直ちに充填効率を高めることが
できないため、この場合も加速性が十分に得られない惧
れがある。
【０００５】また、カムシャフト１〜２回転中のカムの
ベースサークル期間の極めて短い期間で低速カムと高速
カムとの切り換えが行われるため、低速カム，高速カム
の各々で得られるトルクの差異により、比較的大きなト
ルクショックが生じる。そこで、このトルクショックを
回避するために、後者の従来例にあっては低速カムと高
速カムとの切り換えをトルク同一点で行うようにしてい
る。
ベースサークル期間の極めて短い期間で低速カムと高速
カムとの切り換えが行われるため、低速カム，高速カム
の各々で得られるトルクの差異により、比較的大きなト
ルクショックが生じる。そこで、このトルクショックを
回避するために、後者の従来例にあっては低速カムと高
速カムとの切り換えをトルク同一点で行うようにしてい
る。
【０００６】しかし、この方法では、両カムの切り換え
可能な運転条件が制限されてしまう。したがって、たと
えば低回転低負荷条件に適したバルブタイミングから高
回転に適したバルブタイミングへの切り換えを低回転低
負荷域で行った場合は大きなトルクショックが生じる虞
れがある。
可能な運転条件が制限されてしまう。したがって、たと
えば低回転低負荷条件に適したバルブタイミングから高
回転に適したバルブタイミングへの切り換えを低回転低
負荷域で行った場合は大きなトルクショックが生じる虞
れがある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】本発明は、前記各従来例
の実情に鑑みて案出されたもので、前提構成は、前述の
各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。
の実情に鑑みて案出されたもので、前提構成は、前述の
各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。
【０００８】即ち、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して同心あるいは偏心動して
駆動軸とカムシャフトとの角速度を変化させることによ
り前記吸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制御機構を同心あるいは偏心
方向へ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、機関低回転低負荷域か
ら低回転高負荷域に移行した際には、前記制御機構を介
して吸排気弁を小作動角状態を維持する制御を行うと共
に、低回転低負荷域から少なくとも低回転中負荷域に移
行した際には、大作動角に制御することを特徴としてい
る。
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して同心あるいは偏心動して
駆動軸とカムシャフトとの角速度を変化させることによ
り前記吸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制御機構を同心あるいは偏心
方向へ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、機関低回転低負荷域か
ら低回転高負荷域に移行した際には、前記制御機構を介
して吸排気弁を小作動角状態を維持する制御を行うと共
に、低回転低負荷域から少なくとも低回転中負荷域に移
行した際には、大作動角に制御することを特徴としてい
る。
【０００９】請求項２の発明は、前記駆動機構が、スロ
ットルバルブの開度位置を検出する検出センサからの出
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、所定回動速度以上では前記制御機構を介して小作
動角を維持するように制御することを特徴としている。
ットルバルブの開度位置を検出する検出センサからの出
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、所定回動速度以上では前記制御機構を介して小作
動角を維持するように制御することを特徴としている。
【００１０】
【作用】前記構成の本発明によれば、機関低回転低負荷
域には、駆動機構が制御機構を介して例えば吸気弁を小
作動角に制御している。ここで、アクセルペダルを大き
く踏み込んで急加速を行い、低回転低負荷域から低回転
高負荷域に移行した場合は、駆動機構が制御機構を介し
て小作動角状態を維持するように制御する。このため、
吸気弁の閉時期が進み側に維持されて下死点近傍になっ
ているため、吸気の充填効率が向上して十分な出力トル
クが確保され、加速性能が良好になる。特に、バルブオ
ーバーラップの減少化により残留ガスも低減できるので
耐ノッキング特性が向上して、この分さらに点火時期の
進角制御により出力トルクの向上を図ることができる。
また、弁作動角の変換がないため、応答性の遅れ等の問
題もない。
域には、駆動機構が制御機構を介して例えば吸気弁を小
作動角に制御している。ここで、アクセルペダルを大き
く踏み込んで急加速を行い、低回転低負荷域から低回転
高負荷域に移行した場合は、駆動機構が制御機構を介し
て小作動角状態を維持するように制御する。このため、
吸気弁の閉時期が進み側に維持されて下死点近傍になっ
ているため、吸気の充填効率が向上して十分な出力トル
クが確保され、加速性能が良好になる。特に、バルブオ
ーバーラップの減少化により残留ガスも低減できるので
耐ノッキング特性が向上して、この分さらに点火時期の
進角制御により出力トルクの向上を図ることができる。
また、弁作動角の変換がないため、応答性の遅れ等の問
題もない。
【００１１】一方、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、低回転中負荷域に移行
すると、駆動機構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。
を僅かに踏み込んで加速を行い、低回転中負荷域に移行
すると、駆動機構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。
【００１２】また、斯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、トルクショックの発生を回避できる。
換は例えば０.３〜０.５秒の時間を掛けて作動角が徐々
に変化するため、トルクショックの発生を回避できる。
【００１３】
【実施例】図１〜図３は請求項１及び２の発明に係る装
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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【００２７】まず、セクション１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５２
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２では、Ｖ＝ΔθT／ΔＴ の式か
らスロットルバルブの開方向の回動速度Ｖを演算する。
続いて、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）。
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５２
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２では、Ｖ＝ΔθT／ΔＴ の式か
らスロットルバルブの開方向の回動速度Ｖを演算する。
続いて、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）。
【００２８】次に、セクション４で現在の機関回転数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）よりも低回転か否かを判
断し、ＹＥＳつまり低中回転であると判断した場合は、
セクション５で前記スロットルバルブの現在の回動速度
Ｖが所定の回動速度ＶSよりも低速あるいは等しいと判
断した場合は、セクション６に進む。このセクション６
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よりも小さいかあるいは等しいか
を判断し、小さいと判断した場合は、セクション７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８で吸気弁２５の小作動角制
御を行う。
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）よりも低回転か否かを判
断し、ＹＥＳつまり低中回転であると判断した場合は、
セクション５で前記スロットルバルブの現在の回動速度
Ｖが所定の回動速度ＶSよりも低速あるいは等しいと判
断した場合は、セクション６に進む。このセクション６
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よりも小さいかあるいは等しいか
を判断し、小さいと判断した場合は、セクション７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８で吸気弁２５の小作動角制
御を行う。
【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。
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。
【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。
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。
【００３１】一方、前記セクション４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９に移行して
大作動角制御を行う。
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９に移行して
大作動角制御を行う。
【００３２】即ち、コンピュータ５９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。
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。
【００３３】また、前記セクション５でスロットルバル
ブの回動速度Ｖが所定の回動速度ＶSよりも大きいと判
断した場合は、低回転域から急加速を行って低中回転高
負荷域（図９のＣ領域）に移行した状態である。この場
合は、セクション６，７を経ずに直接セクション８へ移
行し、前述のＡ領域の場合と同様に吸気弁２５の小作動
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出力トルクの向
上が図れ加速性能が良好になる。また、バルブオーバー
ラップが小さくなるので、気筒内の残留ガスが低減でき
る。この結果、耐ノッキング特性が向上し、この分さら
に点火時期を進角させて出力トルクを向上させることが
可能になる。また、小作動角状態を維持するために、ト
ルクショックの発生が防止されると共に、作動応答性等
の問題も発生しない。
ブの回動速度Ｖが所定の回動速度ＶSよりも大きいと判
断した場合は、低回転域から急加速を行って低中回転高
負荷域（図９のＣ領域）に移行した状態である。この場
合は、セクション６，７を経ずに直接セクション８へ移
行し、前述のＡ領域の場合と同様に吸気弁２５の小作動
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出力トルクの向
上が図れ加速性能が良好になる。また、バルブオーバー
ラップが小さくなるので、気筒内の残留ガスが低減でき
る。この結果、耐ノッキング特性が向上し、この分さら
に点火時期を進角させて出力トルクを向上させることが
可能になる。また、小作動角状態を維持するために、ト
ルクショックの発生が防止されると共に、作動応答性等
の問題も発生しない。
【００３４】更に、前記セクション６で、基本噴射量Ｔ
Pが図９に示す低負荷域と中負荷域のしきい値噴射量Ｔ
P1よりも大きいと判断した場合は、セクション１０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１１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。
Pが図９に示す低負荷域と中負荷域のしきい値噴射量Ｔ
P1よりも大きいと判断した場合は、セクション１０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１１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。
【００３５】また、前記セクション７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９で図７Ａの実線で示す
大作動角制御を行う。
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９で図７Ａの実線で示す
大作動角制御を行う。
【００３６】他方、セクション１０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９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。
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９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。
【００３７】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。
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。
【００３８】更に、セクション１１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。
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】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
りポンピングロスの増加によるエンジンブレーキの増大
効果が得られる。
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
りポンピングロスの増加によるエンジンブレーキの増大
効果が得られる。
【００４０】図１０は本発明の他例を示し、セクション
３と４の間にセクション１２の判断処理を加えたもの
で、ＴPを演算後、現在の機関回転数Ｎが図１１に示す
Ｎ3の低回転域（約８００〜９００rpm）よりも大きいか
否かを判断し、大きい場合はセクション４に進んで前述
の処理を行うが、小さいと判断した場合は、たとえ中負
荷域（ＴＰ1〜ＴP2間）（図１１参照）に移行してもそ
のままセクション８に進んで小作動角制御を維持する。
即ち、アイドリングに近い運転状態から例えば登坂に差
し掛かり中負荷状態に移行した場合でも電磁切換弁４９
にはＯＮ信号が出力されずＯＦＦ状態になり、小作動角
制御が維持される。したがって、低回転域における吸気
充填効率の向上が維持されて十分なトルクによる加速性
とレスポンスが確保できる。換言すれば、オイルポンプ
の吐出量の少ない低回転域では電磁切換弁４９がＯＮさ
れずにエンジン潤滑油である作動油を用いる必要がない
ので、制御の作動遅れがなく加速性能（レスポンス）を
改善できる。
３と４の間にセクション１２の判断処理を加えたもの
で、ＴPを演算後、現在の機関回転数Ｎが図１１に示す
Ｎ3の低回転域（約８００〜９００rpm）よりも大きいか
否かを判断し、大きい場合はセクション４に進んで前述
の処理を行うが、小さいと判断した場合は、たとえ中負
荷域（ＴＰ1〜ＴP2間）（図１１参照）に移行してもそ
のままセクション８に進んで小作動角制御を維持する。
即ち、アイドリングに近い運転状態から例えば登坂に差
し掛かり中負荷状態に移行した場合でも電磁切換弁４９
にはＯＮ信号が出力されずＯＦＦ状態になり、小作動角
制御が維持される。したがって、低回転域における吸気
充填効率の向上が維持されて十分なトルクによる加速性
とレスポンスが確保できる。換言すれば、オイルポンプ
の吐出量の少ない低回転域では電磁切換弁４９がＯＮさ
れずにエンジン潤滑油である作動油を用いる必要がない
ので、制御の作動遅れがなく加速性能（レスポンス）を
改善できる。
【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、低回転低負荷域から低回転中負荷域に移行した
場合には、駆動機構が制御機構を介して小作動角から大
作動角に変換制御するため、吸気弁の閉弁時期が下死点
より遅角制御されるので機関のポンプ損失が低減できる
と共にバルブオーバラップが大きくなって、気筒内の残
留ガスが増加して排気ガス中のＮＯXの発生を制御でき
る。
よれば、低回転低負荷域から低回転中負荷域に移行した
場合には、駆動機構が制御機構を介して小作動角から大
作動角に変換制御するため、吸気弁の閉弁時期が下死点
より遅角制御されるので機関のポンプ損失が低減できる
と共にバルブオーバラップが大きくなって、気筒内の残
留ガスが増加して排気ガス中のＮＯXの発生を制御でき
る。
【００４２】また、斯かる小作動角から大作動角へは短
時間で急速に変換されるのではなく、徐々に変換される
ため、トルクショックの発生を回避できる。
時間で急速に変換されるのではなく、徐々に変換される
ため、トルクショックの発生を回避できる。
【００４３】一方、低回転低負荷域から急加速を行って
低回転高負荷域に移行した場合は、大作動角に制御する
ことなく小作動角制御を維持するため、バルブオーバー
ラップが小さく維持されて、吸気充填効率の向上が確保
されて、十分な出力トルクによる加速性能の向上が図れ
ると共に、トルクショックの発生も回避できる。
低回転高負荷域に移行した場合は、大作動角に制御する
ことなく小作動角制御を維持するため、バルブオーバー
ラップが小さく維持されて、吸気充填効率の向上が確保
されて、十分な出力トルクによる加速性能の向上が図れ
ると共に、トルクショックの発生も回避できる。
【図１】本発明の一実施例を示す要部縦断面図。
【図２】本実施例の要部平面図。
【図３】図１のＡ−Ａ線断面図。
【図４】図２のＢ−Ｂ線断面図。
【図５】図２のＣ−Ｃ線断面図。
【図６】本実施例の駆動機構を示す概略図。
【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。
図、Ｂは駆動軸とカムシャフトとの回転位相差の特性
図。
【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。
ート図。
【図９】各運転領域を示すマップ。
【図１０】本発明の他例を示すコントローラによる制御
フローチャート図。
フローチャート図。
【図１１】各運転領域を示すマップ。
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
Claims (2)
- 【請求項１】 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
対して同心あるいは偏心動して駆動軸とカムシャフトと
の角速度を変化させることにより前記吸排気弁の作動角
を大小に制御する制御機構と、機関運転状態に応じて前
記制御機構を同心あるいは偏心方向へ揺動させる駆動機
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、機関低回転低負荷域から低回転高負荷
域に移行した際には、前記制御機構を介して吸排気弁を
小作動角状態を維持する制御を行うと共に、低回転低負
荷域から少なくとも低回転中負荷域に移行した際には、
大作動角に制御することを特徴とする内燃機関の吸排気
弁駆動制御装置。 - 【請求項２】 前記駆動機構は、スロットルバルブの開
度位置を検出する検出センサ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、所定回動速
度以上では前記制御機構を介して小作動角を維持するよ
う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。
Priority Applications (5)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18505794A JP3227313B2 (ja) | 1994-08-08 | 1994-08-08 | 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置 |
| GB9515867A GB2292233B (en) | 1994-08-08 | 1995-08-02 | Valve duration control system for four-cycle engine |
| US08/510,561 US5553573A (en) | 1994-08-08 | 1995-08-02 | Valve duration control system for four-cycle engine |
| DE19549572A DE19549572C2 (de) | 1994-08-08 | 1995-08-07 | Ventilsteuereinrichtung und Verfahren zur Steuerung einer Ventilsteuereinrichtung |
| DE19528971A DE19528971C2 (de) | 1994-08-08 | 1995-08-07 | Ventilverweildauersteuerungssystem für Viertaktmotor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18505794A JP3227313B2 (ja) | 1994-08-08 | 1994-08-08 | 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0849576A true JPH0849576A (ja) | 1996-02-20 |
| JP3227313B2 JP3227313B2 (ja) | 2001-11-12 |
Family
ID=16164057
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP18505794A Expired - Fee Related JP3227313B2 (ja) | 1994-08-08 | 1994-08-08 | 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5553573A (ja) |
| JP (1) | JP3227313B2 (ja) |
| DE (1) | DE19528971C2 (ja) |
| GB (1) | GB2292233B (ja) |
Families Citing this family (28)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH08260923A (ja) * | 1995-03-27 | 1996-10-08 | Unisia Jecs Corp | 内燃機関の可変動弁装置のバルブリフト特性検出装置 |
| JP3479379B2 (ja) * | 1995-04-27 | 2003-12-15 | ヤマハ発動機株式会社 | 筒内噴射エンジン |
| GB2306621B (en) * | 1995-10-18 | 1998-01-28 | Unisia Jecs Corp | Phase changing mechanism for camshaft of internal combustion engine |
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