CN101392665B - 内燃机的可变气门系统 - Google Patents

内燃机的可变气门系统 Download PDF

Info

Publication number
CN101392665B
CN101392665B CN200810149706.9A CN200810149706A CN101392665B CN 101392665 B CN101392665 B CN 101392665B CN 200810149706 A CN200810149706 A CN 200810149706A CN 101392665 B CN101392665 B CN 101392665B
Authority
CN
China
Prior art keywords
exhaust
valve
air inlet
phase place
changeable mechanism
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
CN200810149706.9A
Other languages
English (en)
Other versions
CN101392665A (zh
Inventor
中村信
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Hitachi Ltd
Original Assignee
Hitachi Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Hitachi Ltd filed Critical Hitachi Ltd
Publication of CN101392665A publication Critical patent/CN101392665A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN101392665B publication Critical patent/CN101392665B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F01L1/3442—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 using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • 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
    • F01L1/3442—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 using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/3445—Details relating to the hydraulic means for changing the angular relationship
    • F01L2001/34453—Locking means between driving and driven members
    • 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
    • F01L1/3442—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 using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/3445—Details relating to the hydraulic means for changing the angular relationship
    • F01L2001/34453—Locking means between driving and driven members
    • F01L2001/34469—Lock movement parallel to camshaft axis
    • 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
    • F01L1/3442—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 using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/3445—Details relating to the hydraulic means for changing the angular relationship
    • F01L2001/34483—Phaser return springs
    • 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
    • F01L2001/34486—Location and number of the means for changing the angular relationship
    • F01L2001/34496—Two phasers on different camshafts

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)

Abstract

本发明公开了一种内燃机的可变气门系统。进气侧相位变化机构改变进气门的打开/关闭正时，排气侧相位变化机构改变排气门的打开/关闭正时。在发动机起动之前，使进气和排气侧相位变化机构中的一个保持在第一位置，其中进气门和排气门在其间表现最大的气门重叠，使该机构中的另一个保持在第二位置，其中进气门和排气门在其间表现最小的气门重叠。将控制器配置成在发动机起动之后，将进气和排气侧相位变化机构中选定的一个实际上控制到第一位置，而将另一个实际上控制到第二位置。

Description

内燃机的可变气门系统
技术领域
本发明总体上涉及内燃机的可变气门系统，尤其涉及在发动机起动之后的一定时间里展示令人满意的废气排放减少的性能的可变气门系统。
背景技术
日本公开专利申请(Tokkai)2005-233049中公开了一种上述类型的可变气门系统。在该出版物的可变气门系统中，通过使在壳体中形成的液压室选择性地提前和延迟进料和排放，连接到凸轮轴的叶片部件在一个或其它方向上转动可控的角度，以便根据发动机的操作条件改变或控制每个进气门的打开/关闭正时(即气门正时)。在停止发动机之前，将叶片部件控制在轻微提前的中间位置，并且由锁销锁定在该位置，由此抑制壳体和叶片部件之间自由的相对旋转。由此，提供在进气门和排气门之间适当重叠的阀，其在发动机起动之后的一定时间、特别地在冷发动机起动的时间展示某种废气排放的减少。
发明内容
然而，上述可变气门系统不能展示令人满意的废气排放减少的性能，特别是在发动机受到紧急制动和/或突然停止时。也就是，由于叶片部件采用的中间位置不是机械稳定的，因而在这种艰苦的条件下，不能实际上实现将锁销突出到锁定打开中的锁定操作。在这种情况下，叶片部件不能锁定在所需的提前角度位置，因而在冷发动机起动时不能实现令人满意的废气排放的减少。
如上所述，可以设计出一种措施，其中在发动机冷起动时，将一定量的液压流体供给到正时提前液压室，以在正时提前方向上转动叶片部件，从而在进气门和排气门之间提供一定程度的气门重叠。然而，在发动机冷起动时，液压流体表现非常低的温度，因而表现高的粘性。由于液压流体的高粘性，没有立即将液压流体供给到正时提前液压室中，因而不能平滑地实现壳体和叶片部件之间的相对旋转，这会在发动机起动之后的时间引起废气排放减少的不良性能。
因此，本发明的目的是提供一种内燃机的可变气门系统，其不具有上述缺点。
根据本发明，提供一种内燃机的可变气门系统，其中在发动机停止时，通过进气侧相位变化机构和排气侧相位变化机构之间的合作在进气门和排气门之间提供机械稳定的气门重叠，以便随后在具有机械稳定的气门重叠的情况下实现发动机的起动(或重新起动)，这会在发动机起动之后的一定时间引起令人满意的废气排放的减少。
根据本发明的第一个方面，提供一种内燃机的可变气门系统，其包括进气侧相位变化机构，该进气侧相位变化机构改变进气门的打开/关闭正时；排气侧相位变化机构，该排气侧相位变化机构改变排气门的打开/关闭正时，在发动机起动之前，使该进气和排气侧相位变化机构中的一个保持在第一位置，其中进气门和排气门在其间表现最大的气门重叠，并且使该机构中的另一个保持在第二位置，其中进气门和排气门在其间表现最小的气门重叠；以及控制器，在发动机起动之后，该控制器使该进气和排气侧相位变化机构中选定的一个实际上控制在第一位置，并且使另一个实际上控制在第二位置。
根据本发明的第二个方面，提供一种可变气门系统，其包括进气侧相位变化机构，该进气侧相位变化机构改变进气门的打开/关闭正时；以及排气侧相位变化机构，该排气侧相位变化机构改变排气门的打开/关闭正时，在发动机起动之前，使该进气和排气侧相位变化机构中的一个保持在第一位置，其中该进气门和排气门在其间表现最大的气门重叠，并且使该机构中的另一个保持在第二位置，其中该进气门和排气门在其间表现最小的气门重叠。
根据本发明的第三个方面，提供一种改变内燃机的排气门的打开/关闭正时的相位变化机构，其包括在发动机起动之前使排气门的打开/关闭正时采用最延迟的正时的装置。
根据本发明的第四个方面，提供一种控制内燃机的可变气门系统的方法，该可变气门系统包括改变进气门的打开/关闭正时的进气侧相位变化机构和改变排气门的打开/关闭正时的排气侧相位变化机构，该方法包括，在发动机起动之前，使进气和排气侧相位变化机构中的一个保持在第一位置，其中进气门和排气门在其间表现最大的气门重叠，并且使另一个保持在第二位置，其中进气门和排气门在其间表现最小的气门重叠；以及在发动机起动之后，使该进气和排气侧相位变化机构中选定的一个确实控制在第一位置，并且使另一个实际上控制在第二位置。
附图说明
通过下面连同附图的描述，本发明的其它目的和优点将变得显而易见，其中：
附图1是一些与本发明的可变气门系统结合的内燃机部件的透视图；
附图2是在本发明第一实施方式的可变气门系统中使用的排气侧相位变化机构的截面图；
附图3是沿附图2的线A-A的截面图，其表示在第一实施方式的可变气门系统中使用的排气侧相位变化机构最延迟的位置；
附图4是与附图3类似的视图，但是表示排气侧相位变化机构最提前的位置；
附图5是在本发明第一实施方式的可变气门系统中使用的进气侧相位变化机构的截面图，其表示进气侧相位变化机构最延迟的位置；
附图6是表示在内燃机停止或刚刚起动时进气门和排气门相应的打开周期的特征图；
附图7是表示在发动机完成预热后空运行时进气门和排气门相应的打开周期的特征图；
附图8是表示发动机在中间载荷下时进气门和排气门相应的打开周期的特征图；
附图9是表示由在本发明第一实施方式的可变气门系统中使用的控制单元执行的程序操作步骤的流程图；
附图10是在本发明第二实施方式中使用的排气侧相位变化机构的截面图；
附图11是沿附图10的线B-B的截面图，其表示在第二实施方式的可变气门系统中使用的排气侧相位变化机构最提前的位置；
附图12是与附图11类似的视图，但是表示排气侧相位变化机构最延迟的位置；
附图13是在本发明第二实施方式的可变气门系统中使用的进气侧相位变化机构的截面图；
附图14是第二实施方式的特征图，其表示在内燃机停止或刚刚起动时进气门和排气门相应的打开周期；
附图15是第二实施方式的特征图，其表示在发动机完成预热操作后空运行时进气门和排气门相应的打开周期；
附图16是第二实施方式的特征图，其表示发动机在中间载荷下时进气门和排气门相应的打开周期；以及
附图17是由在本发明第二实施方式的可变气门系统中使用的控制单元执行的程序操作步骤的流程图。
具体实施方式
下面，参照附图详细地描述本发明的两个实施方式100和200。
第一实施方式100在附图1至9中表示，第二实施方式200在附图1和10至17中表示。
为了容易理解，在下面的描述中使用不同的方向术语如右、左、上、下、向右等等。然而，这种术语要相对于在其上表示相应的部分或零件的附图理解。
如在进行描述时而变得清楚的，本发明的可变气门系统应用于操作汽油的四冲程内燃机。
参照附图1，表示构成本发明的可变气门系统的内燃机的基本部件。
如图所示，可变气门系统通常包括进气和排气侧正时轮04和05，凸轮轴01的扭矩通过驱动轮02和正时链03传递到该进气和排气侧正时滑动；进气和排气侧凸轮轴06和07，正时轮04和05的扭矩分别传递到该进气和排气侧凸轮轴；安装在进气侧凸轮轴06上的两个进气侧凸轮08和08，用于相对于偏压弹簧(未示出)的力打开相应的进气门(未示出)；以及安装在排气侧凸轮轴07上的两个排气侧凸轮09和09，用于相对于偏压弹簧(未示出)的力打开相应的排气门(未示出)。虽然未在附图中表示，但是每个发动机的汽缸都可以拥有两个进气门和两个排气门。
如图1所示，在排气侧正时轮05和排气侧凸轮轴07之间排列排气侧相位变化机构07(即排气VTC)，以便根据发动机的操作条件控制排气门的打开/关闭正时，在进气侧正时轮04和进气侧凸轮轴06之间排列进气侧相位变化机构(即进气VTC)，以便根据发动机的操作条件控制进气门的打开/关闭正时。
排气和进气侧相位变化机构(即排气VTC和进气VTC)1和2都是叶片类型的，并且通常具有相同的结构。
如图2和3所示，排气侧相位变化机构(排气VTC)1包括正时轮05，该正时轮将扭矩传递到排气侧凸轮轴07；叶片部件3，该叶片部件固定到排气侧凸轮轴07的端部，并且在正时轮05中旋转接收；以及液压回路4，该液压回路借助液压力在一个或其它方向上转动叶片部件3。
如图2所示，正时轮05包括具有在其中旋转接收的叶片部件3的圆柱形壳体5，覆盖壳体5的前(或左)开口端的圆形前盖6，以及通常是圆形的后盖7，该后盖覆盖壳体5的后(或右)开口端。
如图1、2和3所示，圆柱形壳体5、前盖6和后盖7借助四个与排气侧凸轮轴07平行延伸的连接螺栓8联合在一起。
参见附图3，圆柱形壳体5在其内表面的每90度间隔形成有四个径向向内突出的底板(shoes)(即隔墙)5a。如图所示，当横向切割时，每个底板5a通常具有梯形截面，并且在中间部分通常具有螺栓开口(无数字)，相应的连接螺栓8穿过该螺栓开口。
而且，如从图3理解的，每个底板5a在其向内突出的部分形成有轴向延伸保持的凹槽(无数字)，其中可操作地保持伸长的密封部件9。密封部件9通常具有U形截面。虽然未在附图中表示，在每个保持凹槽中接收板簧，以便径向向内即向叶片部件3的环形叶片转子部分3a偏压密封部件9。
如图2所示，圆形前盖6在其中心部分形成有较大的保持开口6a，并且在其圆周部分形成有相等间隔的四个螺栓开口(未示出)，该螺栓开口分别与上述圆柱形壳体5的四个螺栓开口对准或合并。
如图2所示，圆形后盖7在其后(或右)端部形成有齿轮7a，在该齿轮周围，可操作地放置上述正时链03(参见附图1)。而且，圆形后盖7在其中心部分形成有轴接收通孔7b。
如图3所示，叶片元件3包括具有中心螺栓开口(无数字)的环形叶片转子部分3a，以及四个从环形叶片转子部分3a以每90度间隔径向向外突出的叶片3b。
参见附图2，环形叶片转子部分3a的前面小直径部分在圆形前盖6的保持开口6a中旋转接收，而环形叶片转子部分3a的后面小直径部分在圆形后盖7的通孔7b中旋转接收。
如图2所示，叶片部件3借助穿过叶片转子部分3a的螺栓开口的连接螺栓50固定到排气侧凸轮轴07的前(或左)端。因而，叶片部件3和排气侧凸轮轴07像单个单元一样旋转。
如图3所示，在叶片部件3的四个叶片3b之中，其中三个的尺寸相对较小且具有矩形形状，而另一个的尺寸相对较大且具有梯形形状。也就是说，所有三个较小的叶片3a的形状和尺寸实质上是相同的，另一个较大的叶片3b大于另外三个较小的叶片3b。四个叶片3b具有如此的尺寸和排列是为了允许叶片部件3的整个结构具有重量平衡的结构。
如图所示，每个叶片3b放置在圆柱形壳体5相邻的两个底板5a之间，并且每个叶片3b在其向外突出的部分形成有轴向延伸的操持凹槽(无数字)，其中可操作地保持伸长的密封部件10。密封部件10通常具有U形截面。虽然未在附图中表示，但是在每个保持凹槽中接收板簧，以便径向向外即向圆柱形壳体5的圆柱形内表面偏压密封部件10。
而且，如图3所示，每个叶片3b相对于排气侧凸轮轴07的旋转方向的前(或右)侧形成有两个圆形凹槽3c。
由于提供了以上述方式排列的四个叶片3b和四个底板5a，因而在叶片3b的两侧限定了四个提前液压室11和四个延迟液压室12。
如图2所示，液压电路4包括连接到提前液压室11的第一液压通道13，连接到延迟液压室12的第二液压通道14，以及控制或切换液压通道13和14中的每一个与油泵19和排出通道16中的每一个之间的连接的电磁开关阀17。如图所示，油泵19通过供给通道15连接到开关阀17。也就是说，油泵19从油盘18吸油，油再通过排出通道16返回该油盘。开关阀17的切换动作由将在下文详细描述的控制单元22控制。
如图2所示，在圆柱形杆部件20中形成第一和第二液压通道13和14。如图所示，该杆部件20具有右端部，该右端部在叶片部件3的环形叶片转子部分3a中接收，并且保持在在环形叶片转子部分3a中限定的支承孔端部3d中。杆部件20具有左端部，第一和第二液压通道13和14从该左端部通向电磁开关阀17。
在杆部件20的右端部的圆柱形外表面和支承孔端部3d的圆柱形内表面之间，具有由杆部件20保持的可操作排列的三个环形密封部件21。
第一液压通道13连接到工作室13a，该工作室由上述支承孔端部3d限定，并且通过杆部件20的右端关闭。工作室13a通过四个在叶片部件3的叶片转子部分3a中以均匀的间隔径向提供的分支通道13b连接到四个提前液压室11。
同时，如图所示，第二液压通道14在杆部件20中具有其终端右端。第二液压通道14连接到在杆部件20的圆柱形右端部周围形成的环形凹槽14a。为了这种连接，在杆部件20中形成分支通道14c。环形凹槽14a通过相应的在叶片部件3的环形叶片转子部分3a中形成的第二通道14连接到四个延迟液压室12。每个第二通道14b通常是L形状的。
电磁开关阀17是四端口三位置类型的，其阀部件移动以改变液压通道13和14中的每一个与供给通道15和排出通道16中的每一个之间的流体连接。阀部件的这种运动通过控制单元22控制。借助偏压弹簧17a偏压阀部件以使其在给定的方向上移动。
由于开关阀17的切换操作，在发动机起动时，延迟液压室12由液压流体供给，其后，提前液压室11由液压流体供给。
在叶片部件3和圆柱形壳体5之间，排列锁定机构，该锁定机构能够相对于圆柱形壳体5锁定叶片部件3。
也就是说，如图2和3所示，锁定机构排列在叶片部件3较大的叶片3b和上述具有较厚的结构的圆形后盖7之间，并且包括在较大的叶片3b中形成的轴向延伸的孔26，在孔26中滑动接收的圆柱形锁销27以及在形成于后盖7中的孔中固定的杯形抓紧部件28。杯形抓紧部件28形成有锥形孔28a，其具有可操作地接收锁销27的锥形头27a的尺寸。在固定在孔26中的弹簧承座29和锁销27之间压缩盘簧30，以便在一个方向上偏压锁销27，以在锁销27和抓紧部件28之间建立锁定的接合。如图所示，由于锁销27的锥形头27a和抓紧部件28的锥形孔28a之间的相互接合，锥形孔28a用作工作室。虽然未在附图中表示，但是提供液压通道，工作室28a通过该液压通道与延迟液压室12中的一个连接。
也就是说，当叶片部件3转动到最延迟的正时位置(即第一位置)时，锁销27(更特别地，锥形头27a)由于盘簧30的偏压力带进锥形孔28a中。于是，如图1所示，正时轮05和排气侧凸轮轴07紧密耦合。也就是说，阻止其间的相对旋转。同时，当一定量的液压流体从延迟液压室12供给到锥形孔28a时，锁销27从锥形孔28a退回。于是，释放正时轮05和排气侧凸轮轴07之间的紧密耦合。
如图3所示，在每个延迟液压室12中，排列一对在叶片部件3的叶片3b和圆柱形壳体5的底板5a之间压缩的盘簧31。通过这种盘簧31偏压叶片部件3以使其相对于壳体5在附图3中的逆时针方向即正时延迟方向上旋转。
每个延迟液压室12中的两个盘簧31是独立提供的，并且排列成彼此平行地延伸。两个盘簧31具有相同的长度，并且具有即使当叶片部件3呈如图3所示的最延迟的正时位置时也产生一定的偏压力的尺寸。
两个盘簧31彼此充分间隔，以便即使在最大压缩时，这两个盘簧31也未在其间呈现机械接触。每个盘簧31具有固定到承座(未示出)的一端，该承座紧密地放置在每个叶片3b的上述圆形凹槽3c中。
应当注意到，附图3表示叶片部件4最延迟的正时位置，附图4表示叶片部件3最提前的正时位置。
在本发明的第一实施方式100中，将排气侧叶片部件3的可变角度“θe”即附图3的最延迟的正时位置和附图4的最提前的正时位置之间的差异控制在大约15度。
如图5所示，进气侧相位变化机构(即进气VTC)与上述排气侧相位变化机构(即排气VTC)实质上相同。因而，与上述部件实质上相同的部件由相同的数字表示，并且下面的描述省略对其详细的解释。
然而，应当注意到，在进气侧相位变化机构2的情况下，将叶片部件3的可变角度“θi”即附图5所示的叶片部件3最延迟的正时位置和叶片3的最提前的正时位置之间的差异控制在大约25度。
下面，借助附图特别是附图2描述排气侧相位变化机构(排气VTC)的操作。
为了容易理解，从车辆处于空转条件开始描述。在这种条件下，机构1的叶片部件3呈现除了最延迟和提前的正时位置之外的位置，电磁开关阀17呈现供给通道15与第一液压通道13连通以及排出通道16与第二液压通道14连通的条件。
现在，当关掉点火钥匙时，停止从控制单元22到电磁开关阀17的控制电流，并且通过偏压弹簧17a的力，开关阀17的阀部件移动到如图2所示的位置。因而，供给通道15变成与第二液压通道14连通。然而，由于发动机的停止，由油泵19产生液压压力变成0(零)。因而，通过第二液压通道14提供到四个延迟液压室12的液压压力是0(零)，这将不能产生使叶片部件3在正时延迟方向上转动的力。
然而，如从图3理解的，即使在这种条件下，由于交替应用于排气侧凸轮轴07的扭矩和盘簧31的偏压力造成的气门机构的摩擦，迫使叶片部件3相对于正时轮05在正时延迟方向即与排气侧凸轮轴07的旋转方向相反的方向，也就是附图3中的逆时针方向上转动，并且最终得到稳定的位置。
在该稳定的位置，叶片部件3呈现最延迟的正时位置(即第一位置)，其中如图3所示，叶片部件3较大的叶片3b的左侧接触左定位的底板5a的右侧，从而最小化相应的提前液压室11的体积。
在这种条件下，将排气侧凸轮轴07相对于排气侧正时轮05(或发动机的凸轮轴)的相位控制在最延迟侧。
于是，锁销27由于盘簧30的力推进抓紧部件28的锥形孔28a(参见附图2)。也就是说，当叶片部件3达到最延迟的正时位置(即第一位置)时，由叶片部件3保持的锁销27与锥形孔28a对准。因而，由于叶片部件3和锥形孔28a之间的锁定接合，抑制了排气侧正时轮05和排气侧凸轮轴07之间的相对旋转，因而实际上建立了排气侧凸轮轴07最延迟的正时位置。
因此，即使在发动机曲柄转动的情况下，该曲柄转动倾向于产生发动机旋转显著的波动，也可以稳定地保持排气侧凸轮轴07最延迟的正时位置(即第一位置)。由于叶片部件3和排气侧凸轮轴07之间通过锁销27的锁定接合，充分地抑制了叶片部件3和排气侧凸轮轴07不希望有的振动。因此，稳定地进行气门的正时控制。也就是说，在冷发动机起动之后的时间，实际上获得了改进的发动机的起动以及废气排放的减少。
下面，借助附图5描述进气侧相位变化机构(即进气VTC)2的操作。
如同上述排气侧相位变化机构(即排气VTC)1，由于交替应用于进气侧凸轮轴06的扭矩(附图1)和盘簧31的偏压力造成的气门机构的摩擦，迫使叶片部件3相对于正时轮04在正时延迟方向即与进气侧凸轮轴06的旋转方向相反的方向，也就是附图5中的逆时针方向上转动，并且最终得到稳定的位置。
在该稳定位置，进气侧相位变化机构(即进气VTC)2的叶片部件3呈现最延迟的正时位置(即第二位置)，其中如图5所示，叶片部件3较大的叶片3b的左侧接触左定位的底板5a的右侧，从而最小化相应的提前液压室11的体积。
在这种条件下，将进气侧凸轮轴06相对于进气侧正时轮04(或发动机的凸轮轴)的相位控制在最延迟的正时侧。
于是，由于与上文相同的原因，锁销27由于盘簧30的力推进抓紧部件28的锥形孔28a。因而，抑制了进气侧正时轮04和进气侧凸轮轴06之间的相对旋转，由此建立了进气侧凸轮轴06最延迟的正时位置。
由此，在活塞的进气冲程下，将进气门的打开正时(即IVO)控制在上死点(即TDC)附近最延迟的正时。
如图6所示，在排气冲程下，将排气门的关闭正时(即EVC)控制在延迟“θe×2”曲柄角的正时，也就是，例如，相对于TDC延迟大约30度的正时。
因此，如图6所示，进气门和排气门之间的气门重叠变成大约30度的适当角度。
通过在进气门和排气门之间保持上述适当的气门重叠，当发动机冷起动时，可以预期下面有利的动作。
也就是，残余气体回到发动机的进气系统，以重新燃烧未燃烧的HC气体，加热的残余气体使进气系统变暖，以促进燃料的雾化，由此有效地抑制HC气体的产生。
如果气门重叠过度，则燃烧室中惰性气体(即残余气体)的量显著增加。在这种情况下，所需的扭矩不是由发动机产生的，这会导致发动机操作的不稳定性。然而，适当的气门重叠的重叠度即30度不仅避免了发动机操作的不稳定性，而且导致在冷发动机起动之后的一定时间废气排放的减少。
如图1所示，当发动机起动时，控制单元22将相应的控制电流(或控制信号)供给到相应的电磁开关阀17和17。在这种情况下，在排气和进气侧相位变化机构(即排气VTC和进气VTC)1和2中进行下面的操作。
也就是，在通过上述适当的气门重叠起动发动机时，油泵19(参见附图2)的加压液压流体通向两个机构(即排气VTC和进气VTC)相应的延迟液压室12和12，以便每个叶片部件3在正时延迟方向上施加力。由于叶片部件3和抓紧部件28之间通过锁销27的锁定接合，排气侧凸轮轴07和进气侧凸轮轴06最延迟的正时位置保持不变。
然而，随着相应的延迟液压室12和12中的压力增加，每个机构(排气VTC或进气VTC)的锥形孔(或工作室)28a中的液压压力因为其间的流体连通而增加。因此，当锥形孔28a中的液压压力增加到一定的水平，锁销27由于盘簧30的力从锥形孔28a脱离。于是，允许每个机构1或2中的叶片部件3做相对于排气或进气侧凸轮轴07或06的旋转运动。
然后，在机构(即排气VTC和进气VTC)1和2中进行下面的操作。
也就是，在进气侧相位变化机构(即进气VTC)2中，将控制单元22的相同的控制电流连续送到电磁开关阀17，由此连续为机构2的四个延迟液压室12供给液压流体。因此，由于盘簧弹簧31的力和工作室12中的液压流体拥有的压力，机构2的叶片部件3保持最延迟的正时位置。因此，进气门的打开/关闭正时保持不变，并且如图7所示，将进气门的打开正时(即IVO)控制在上死点(即TDC)或其附近，并且将进气门的关闭正时(即IVC)控制在相对于下死点(即BDC)充分延迟的正时位置或其附近。
同时，在排气侧相位变化机构(即排气VTC)1中，将不同的控制电流从控制单元22供给到电磁开关阀17，以为机构1的四个延迟液压室12供给来自油泵19的液压流体。因而，叶片部件3转动到最延迟的正时位置。因此，如图6所示，将排气门的关闭正时(即EVC)控制在相对于上死点(即TDC)延迟大约30度的正时。因此，保持上述废气排放的减少。
当发动机提前预热时，发动机的低载荷操作表示这种如图7所示的进气门和排气门的控制。当然，在这种控制下，将两个机构1和2相应的锁销27保持从锥形孔28a脱离，从而允许叶片部件3和排气侧凸轮轴07之间的相对旋转，以及叶片部件3和进气侧凸轮轴06之间的相对旋转。由于控制单元22的工作，将排气侧相位变化机构(即排气VTC)控制到与进气侧相位变化机构(即进气VTC)相比非常提前的正时侧，因而进气门和排气门之间的气门重叠实质上变成0(零)。在这种条件下，残余气体的量很小，因而获得所需的燃料燃烧，这将导致发动机稳定的操作以及废气排放令人满意的减少。
当发动机转变到中间载荷范围或者低速高载荷范围时，控制单元22为排气和进气侧相位变化机构(即排气VTC和进气VTC)1和2供给给定的切换信号。由此，排气侧相位变化机构(即排气VTC)的电磁开关阀17不带电，以便供给通道15和第二液压通道14变成连通，同时，第一液压通道13和排出通道16变成连通的。同时，进气侧相位变化机构(即进气VTC)2的电磁开关阀17通电，以便供给通道15和第一液压通道13变成连通的，第二液压通道14和排出通道16变成连通的。
因此，在排气侧相位变化机构(即排气VTC)1中，四个延迟液压室12供给有加压液压流体，因而机构1的叶片部件3转向最延迟的正时位置。同时，在进气侧相位变化机构(即进气VTC)2中，四个提前液压室11供给有加压液压流体，因而，叶片部件3转向最提前的正时位置。
因此，排气和进气门表示这种如图8所示的打开/关闭正时。如图所示，将排气门的关闭正时(即EVC)控制到相对于TDC延迟大约30度的正时，而将进气门的打开正时(即IVO)控制到相对于TDC提前大约50度的正时。
因而，进气门和排气门之间的气门重叠度变成大约80度(即30度+50度)，因而减少了泵送损失，从而提高了燃料消耗。也就是，在中间载荷范围，由于增加了燃料燃烧产生的扭矩，因而消除了由低载荷操作导致的发动机操作的不稳定性或将其最小化，因而可以增加进气门和排气门之间的气门重叠度，这增加了发动机的燃料消耗。
注意到，在发动机的中间载荷范围，不必始终使排气侧相位变化机构(排气VTC)1在最延迟的正时位置，以及使进气侧相位变化机构(进气VTC)2在最提前的定位位置。
下面，参照附图9的流程图描述在冷发动机起动时由控制单元22执行的程序操作步骤。
在步骤S-1，进行点火钥匙是否已经打开或未打开即发动机是否已经起动或未起动的判断。如果是否，则操作流程回到返回。如果是是，也就是，如果判断点火钥匙已经打开，则操作流程到步骤S-2。在步骤S-2，重新识别发动机的曲柄转动。在曲柄转动之前，通过功能锁销27将每个相位变化机构1或2的叶片部件3固定到排气(进气)侧凸轮轴07或06。
在步骤S-3，将控制信号从控制单元22供给到排气和进气侧相位变化机构(排气VTC和进气VTC)1和2的电磁开关阀17和17，以使两个机构1和2表示这种如图6所示的打开/关闭正时。也就是，为每个相位变化机构1或2的延迟液压室12供给加压液压流体。因为由于锥形孔28a和液压室12中的一个之间的流体连接，增加了每个机构1或2的锥形孔28a中的液压压力，因而每个机构1或2的锁销27移动到释放或脱离位置，由此允许叶片部件3和排气(或进气)侧凸轮轴07或06之间相对但是有限的旋转。当然，即使在锁销27脱离之后，也将排气和进气门的打开/关闭正时保持控制到如图6所示的方式。
在步骤S-4，通过从控制单元22供给的控制信号控制燃料喷射阀和点火塞，以便燃烧室在其中具有所需的空气/燃料混合物燃烧。在此期间，以如图6所示的方式控制排气和进气门的打开/关闭正时。因而，获得在冷发动机起动之后上述废气排放的减少。
在步骤S-5，通过处理曲柄角传感器的信息信号，检测发动机的操作条件。
然而，在步骤S-6，进行发动机的操作条件是否稳定或不稳定的判断。如果是是，也就是，如果判断发动机的操作条件是稳定的，则操作流程到步骤S-7。同时，如果是否，也就是，如果判断操作条件是不稳定的，则操作流程到步骤S-8。
在步骤S-8，排气侧相位变化机构(即排气VTC)1的四个提前液压室11供给有加压的液压流体，以便提前排气门的关闭正时(EVC)，由此检测该气门与进气门的重叠度。由此，每个燃烧室中的燃烧变得稳定。如已知的，通过由于气门余隙的减少而造成的气门重叠度的增加和/或由于排气系统的气流阻力增加而造成的相同重叠度的残余气体的增加，造成发动机操作的不稳定性。然而，这种发动机操作的不稳定性通过上述气门重叠减少的方法解决。也就是，通过这种方法，抑制了残余气体不希望有的增加。
在步骤S-7，进行是否从发动机曲柄转动起已经经过了预定时间的判断。如果是否，也就是，如果判断未经过预定的时间，则操作流程回到步骤S-5。同时，如果是是，也就是，如果判断已经经过了预定时间，则操作流程到步骤S-9，判断已经完成冷发动机的起动控制。应当注意到，可以根据发动机操作当天的温度和湿度以及发动机的温度改变预定时间。
在步骤S-9，参照给定的控制图控制排气和进气侧相位变化机构1和2。也就是，基于控制图给定的指令进行发动机的预热操作以及发动机预热操作之后的正常操作。也就是，在正常操作中，进行控制以通过为进气门和排气门提供如图8所示的较大的气门重叠减少不希望有的泵送损失，这会提高燃料消耗。而且，在完成预热操作的空转操作中，进行控制以为进气门和排气门提供如图7所示的较小的气门重叠，这会提高发动机的旋转稳定性(或者操作稳定性)。
在附图6所示的气门重叠的情况下，其中由叶片部件3获得机械稳定，由排气侧相位变化机构(排气VTC)1给定的、用于排气门最延迟的正时的叶片3的可变角度“θe”(＝大约15度)小于由进气侧相位变化机构(进气VTC)2给定的、用于进气门最延迟的正时的叶片3的可变角度“θi”(＝大约25度)。也就是，在这种情况下，气门重叠相对较小。因此，减少了发动机起动之后的废气排放。而且，即使在发动机受到电子系统的麻烦时，在其中使用的故障安全系统也可以提供具有一定的旋转稳定性(或者操作稳定性)的处于预热状态下的发动机。
在发动机起动之后的一定时间，如上所述提供机械稳定的气门正时。此外，由于每个锁销27的功能，每个叶片部件3实际上锁定到排气或进气侧凸轮轴07或06。因此，即使发动机的曲柄转动造成发动机旋转的波动，也可以实际上保持排气和进气门之间的气门重叠，因而在发动机起动之后的时间实际上进行废气排放的减少。
由于盘簧31和31的功能，向着最延迟的正时侧偏压排气和进气侧相位变化机构(即排气VTC，进气VTC)相应的叶片部件3和3。因此，在发动机起动的情况下，实际上提供适当的气门重叠。也就是，在冷发动机起动之后的一定时间实际上进行废气排放的减少。
下面，参照附图10至17描述本发明第二实施方式200。
如图10所示，除了每个电磁开关阀17的排列以及盘簧31的位置之外，第二实施方式200与上述第一实施方式100实质上相同。
如图11所示，在每个提前液压室11中安装成对的盘簧31。也就是，排列盘簧，以在正时提前方向上偏压叶片部件3。
同样，在该第二实施方式200中，使用排气侧相位变化机构(排气VTC)1和进气侧相位变化机构(进气VTC)2。通过这两个机构1和2，控制发动机的排气和进气门的打开/关闭正时，以在发动机停止时稳定地得到提前侧。
附图10、11和12是表示排气侧相位变化机构(排气VTC)1的视图。同时，附图13是表示进气侧相位变化机构(进气VTC)2的视图。如同上述第一实施方式100，同样，在该第二实施方式200中，该排气侧相位变化机构(排气VTC)1的结构实质上与进气侧相位变化机构(进气VTC)相同。
下面，借助附图特别是附图10描述第二实施方式200的操作。
为了容易理解，从车辆处于空转条件开始描述。在这种条件下，两个机构1和2的叶片3每个呈现除了最延迟和提前的正时位置之外的位置，并且电磁开关阀17呈现供给通道15与第二液压通道14连通以及排出通道16与第一液压通道13连通的条件。
现在，当关闭点火钥匙时，停止从控制单元22到开关阀17的控制电流。由此，通过偏压弹簧17a的力，开关阀17的阀部件移动到如图10所示的位置。因而，供给通道15变成与第一液压通道13连通，排出通道16变成与第二液压通道14连通。然而，由于发动机的停止，通过第一液压通道13供给到每个机构1或2的四个提前的液压室11的液压压力是0(零)，这将不能产生在正时提前方向转动每个叶片部件3的力。
然而，如从附图11理解的，即使在这种条件下，由于盘簧31的力，迫使相应的叶片部件3在正时提前方向上转动。
更具体地，如图11和13所示，通过四对分别安装在提前液压室11中的盘簧31，偏压排气和进气侧相位变化机构(排气VTC和进气VTC)1和2相应的叶片部件3以使其在提前方向上转动。
这些盘簧31每个具有高于在上述第一实施方式100中的使用的盘簧31的弹簧载荷。这是因为第二实施方式200的盘簧31必须相对于上述气门机构的摩擦在提前方向上偏压叶片部件3。
如图13所示，将由进气侧相位变化机构(进气VTC)2提供的叶片部件3的可变角度“θi”控制在大约25度，其大约由排气侧相位变化机构(排气VTC)1提供的叶片部件3的可变角度“θe”(大约15度，参见附图11)。因此，当发动机停顿或开始操作时，如图14所示，进气门和排气门之间的气门重叠表现为大约50度，这大于第一实施方式100情况下的30度。
因此，在这种发动机的操作下，增加了每个燃烧室中残余气体的数量。然而，如果发动机是燃料方向喷射类型的，其中燃料直接供给到燃烧室，则在发动机的冷起动时，由直接燃料喷射的冷却效应导致的高压缩比差不多会带来燃料稳定的燃烧。由于相同的原因，可以增加有效的气门重叠的上限。也就是，在冷发动机起动时，有效地进行废气排放的减少。实际上，在燃料直接喷射类型的发动机中，当关闭进气门时，提供到燃料室的燃料可能是均匀的，这意味着增加了燃料喷射模式的灵活性，因而增加了提高燃料燃烧的可能性。
当发动机在完成预热操作之后变换成正常空转状态时，进行进气侧相位变化机构(进气VTC)2的开关阀17的切换，以便第一液压通道13与排出通道16连接，同时，供给通道15与第二液压通道14连接。因而，机构(进气VTC)的延迟液压室12供给有加压的液压流体，以便如从附图12容易想象的，叶片部件3相对于盘簧31逆时针转动，也就是，在与正时轮04的旋转方向(参见附图1)相反的方向上，由此将进气门的打开/关闭正时控制到最延迟的正时位置。同时，在排气侧相位变化机构(排气VTC)1中，将在发动机起动时建立的控制保持不变，因而将排气门的打开/关闭正时保持控制在最提前的正时侧。
因此，如图15所示，将排气门的关闭正时(即EVC)控制到上死点(即TDC)或其附近，并且将进气门的打开正时(即IVO)控制到上死点(即TDC)或其附近。也就是，在这种情况下，进气门和排气门之间不存在重叠。
当发动机操作变换到中间载荷范围或低速高载荷范围时，操作排气侧相位变化机构(排气VTC)1以将排气门的打开/关闭正时控制到最延迟的正时侧，如从附图16理解的，同时，操作进气侧相位变化机构(进气VTC)2以将进气门的打开/关闭正时控制到最提前的正时侧，如从附图16理解的。因此，如图所示，将排气发的关闭正时(即EVC)控制到相对于上死点(TDC)延迟大约30度的正时，同时，将进气门的打开正时(即IVO)控制到相对于上死点(TDC)提前大约50度的正时。因而，在这种情况下，排气和进气门之间的气门重叠表现大约80度，如图所示。
下面，参照附图17的流程图描述由第二实施方式200的情况下的控制单元22执行的程序操作步骤。
由于第二实施方式200的操作步骤类似于上述第一实施方式，因而仅描述与第一实施方式100不同的步骤。
也就是，在第二实施方式200中，在与步骤S-3对应的步骤S-13，通过排气和进气侧相位变化机构(排气VTC和进气VTC)1和2，将排气和进气门的打开/关闭正时控制到最提前的正时侧，当在与S-5对应的步骤S-15判断燃烧不稳正时，在与S-8对应的步骤S-18，将进气门的打开正时(IVO)控制到延迟的正时侧，这减少了进气门和排气门之间的气门重叠度。
因此，同样，在第二实施方式200中，在冷发动机起动时，在进气门和排气门之间保持适当的气门重叠，因而在发动机起动之后的一定周期实际上得到废气排放的减少。
下面，简要地描述本发明的变型。
在第一实施方式100的情况下，可以拆除盘簧31。也就是，即使在可变气门系统中未提供这种盘簧31，在发动机停止的情况下，由于气门机构的摩擦，也能够迫使每个叶片部件3转动到最延迟的正时侧。然而，在第二实施方式200的情况下，因而必须相对于气门机构的摩擦进行每个叶片部件3向着最提前的正时侧的转动，因而这种盘簧31是基本的。
本发明的第一和第二实施方式100和200可以适用于燃料直接喷射类型的内燃机，其中燃料直接供给到燃烧室中。
本发明第一和第二实施方式100和200适用的内燃机可以是两个进气门具有不同的升程的类型。
本发明第一和第二实施方式100和200适用的内燃机可以是柴油机类型的，其中通过压缩热影响可燃混合物的点火。
在此，将2007年9月20申请的日本专利申请2007-243243的全部内容合并作为参考。
虽然上面已经参照本发明的实施方式描述了本发明，但是本发明不限于上述的实施方式。根据上面的描述，本领域技术人员可以对这种实施方式进行不同的变型和修改。

Claims (9)

1.一种内燃机的可变气门系统，包括：
进气侧正时轮以及排气侧正时轮，所述内燃机的曲轴的扭矩通过驱动轮和正时链传递到所述进气侧正时轮以及排气侧正时轮上；
进气侧凸轮轴，在该进气侧凸轮轴上安装有用于打开进气门的进气侧凸轮；
排气侧凸轮轴，在该排气侧凸轮轴上安装有用于打开排气门的排气侧凸轮；
进气侧相位变化机构，所述进气侧相位变化机构排列在所述进气侧正时轮和所述进气侧凸轮轴之间，以便改变进气门的打开/关闭正时；
排气侧相位变化机构，所述排气侧相位变化机构排列在所述排气侧正时轮和所述排气侧凸轮轴之间，以便改变排气门的打开/关闭正时，
在起动内燃机之前，使所述进气和排气侧相位变化机构中的一个保持在第一位置，其中所述进气门和排气门在其间表现最大的气门重叠，并且使所述机构中的另一个保持在第二位置，其中所述进气门和排气门在其间表现最小的气门重叠；以及
控制器，所述控制器构造成在所述内燃机起动之后使所述进气和排气侧相位变化机构中选定的一个实际上控制在第一位置，并且使另一个实际上控制在第二位置。
2.如权利要求1所述的可变气门系统，其中所述进气和排气侧相位变化机构中所述选定的一个是排气侧相位变化机构，而所述另一个是进气侧相位变化机构。
3.如权利要求1所述的可变气门系统，其中所述进气和排气侧相位变化机构中所述选定的一个是进气侧相位变化机构，而所述另一个是排气侧相位变化机构。
4.如权利要求1所述的可变气门系统，其中通过所述进气和排气侧相位变化机构中选定的一个提供的、相对于内燃机的曲柄角的最大可变角小于由另一个相位变化机构提供的最大可变角。
5.如权利要求1所述的可变气门系统，还包括锁定机构，在起动内燃机之前，所述锁定机构使所述第一和第二位置锁定。
6.如权利要求1所述的可变气门系统，其中所述内燃机是直接燃料喷射类型的，其中燃料直接供给到燃烧室中。
7.如权利要求1所述的可变气门系统，其中所述进气和排气相位变化机构中所述选定的一个包括：
由内燃机的曲轴旋转驱动的壳体；
叶片部件，所述叶片部件连接到凸轮轴的端部，并且可旋转地接收在所述壳体中；
根据内燃机的操作条件使所述叶片部件相对于壳体旋转、由此相对于曲轴控制所述凸轮轴的相位的机构；以及
偏压部件，所述偏压部件在一方向上偏压所述叶片部件，以增加气门重叠度。
8.如权利要求1所述的可变气门系统，还包括校正机构，所述校正机构当所述内燃机经受不稳定的旋转时，以一方式控制所述进气门和排气门侧相位变化机构中所述选定的一个，以减少气门重叠度。
9.一种内燃机的可变气门机构，包括：
进气侧正时轮以及排气侧正时轮，所述内燃机的曲轴的扭矩通过驱动轮和正时链传递到所述进气侧正时轮以及排气侧正时轮上；
进气侧凸轮轴，在该进气侧凸轮轴上安装有用于打开进气门的进气侧凸轮；
排气侧凸轮轴，在该排气侧凸轮轴上安装有用于打开排气门的排气侧凸轮；
进气侧相位变化机构，所述进气侧相位变化机构排列在所述进气侧正时轮和所述进气侧凸轮轴之间，以便改变进气门的打开/关闭正时；以及
排气侧相位变化机构，所述排气侧相位变化机构排列在所述排气侧正时轮和所述排气侧凸轮轴之间，以便改变排气门的打开/关闭正时，
其中在内燃机起动之前，使所述进气和排气侧相位变化机构中的一个保持在第一位置，其中所述进气门和排气门在其间表现最大的气门重叠，并且使所述机构中的另一个保持在第二位置，其中所述进气门和排气门在其间表现最小的气门重叠。
CN200810149706.9A 2007-09-20 2008-09-19 内燃机的可变气门系统 Expired - Fee Related CN101392665B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2007243243 2007-09-20
JP2007243243A JP2009074414A (ja) 2007-09-20 2007-09-20 内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁装置
JP2007-243243 2007-09-20

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN101392665A CN101392665A (zh) 2009-03-25
CN101392665B true CN101392665B (zh) 2013-11-06

Family

ID=40384661

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN200810149706.9A Expired - Fee Related CN101392665B (zh) 2007-09-20 2008-09-19 内燃机的可变气门系统

Country Status (4)

Country Link
US (1) US8210141B2 (zh)
JP (1) JP2009074414A (zh)
CN (1) CN101392665B (zh)
DE (1) DE102008047383A1 (zh)

Families Citing this family (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4907416B2 (ja) * 2007-04-23 2012-03-28 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の可変動弁装置
JP2009074414A (ja) 2007-09-20 2009-04-09 Hitachi Ltd 内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁装置
JP5321911B2 (ja) * 2009-09-25 2013-10-23 アイシン精機株式会社 弁開閉時期制御装置
JP5382440B2 (ja) * 2009-09-25 2014-01-08 アイシン精機株式会社 弁開閉時期制御装置
JP5012973B2 (ja) * 2010-07-30 2012-08-29 トヨタ自動車株式会社 内燃機関のバルブタイミング制御装置
WO2012049727A1 (ja) * 2010-10-12 2012-04-19 日鍛バルブ株式会社 エンジンの位相可変装置
CN102003233B (zh) * 2010-12-08 2012-03-28 成都恒高机械电子有限公司 一种大流量带滤网的连续可变气门正时燃油控制阀
JP5302294B2 (ja) * 2010-12-14 2013-10-02 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の可変動弁装置及び該可変動弁装置の制御装置
JP5929300B2 (ja) * 2011-08-08 2016-06-01 日産自動車株式会社 エンジンのバルブタイミング制御装置
DE102011113925A1 (de) * 2011-09-21 2013-03-21 GM Global Technology Operations LLC (n. d. Gesetzen des Staates Delaware) Verfahren zum Steuern und/oder Regeln eines Verbrennungsmotors
JP5739305B2 (ja) * 2011-10-26 2015-06-24 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関のバルブタイミング制御装置
JP6001388B2 (ja) 2012-09-13 2016-10-05 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の可変動弁装置
JP5987756B2 (ja) 2013-04-01 2016-09-07 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
JP6222230B2 (ja) * 2013-07-31 2017-11-01 アイシン精機株式会社 内燃機関の制御装置
JP6110768B2 (ja) * 2013-09-19 2017-04-05 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の可変動弁装置
US9726122B2 (en) * 2013-12-09 2017-08-08 Cummins Inc. EGR cylinder operation in an internal combustion engine
DE102014206479B4 (de) * 2014-04-04 2020-11-26 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Nockenwellenversteller
JP6194906B2 (ja) * 2015-02-13 2017-09-13 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置
FR3051224B1 (fr) * 2016-05-10 2019-11-15 Renault S.A.S Procede de controle d'un dispositif de motorisation et dispositif de motorisation associe
CN106555682A (zh) * 2016-11-16 2017-04-05 中国北方发动机研究所(天津) 一种降低柴油机启动工况有害排放的可变气门控制方法
GB2570859A (en) * 2017-12-08 2019-08-14 Eaton Srl Apparatus for actuating a latching arrangement
WO2020151924A1 (en) * 2019-01-24 2020-07-30 Eaton Intelligent Power Limited Rocker arm assembly having lash management for cylinder deactivation and engine brake configuration

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001032704A (ja) * 1999-07-21 2001-02-06 Unisia Jecs Corp 内燃機関のバルブタイミング制御装置
CN1580504A (zh) * 2003-08-08 2005-02-16 日立优喜雅汽车配件有限公司 内燃机用可变阀驱动装置
CN1651724A (zh) * 2004-01-30 2005-08-10 株式会社日立制作所 内燃机的气门正时控制装置

Family Cites Families (36)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH06235307A (ja) 1993-02-09 1994-08-23 Nissan Motor Co Ltd エンジンの可変バルブタイミング装置
JPH108935A (ja) 1996-06-24 1998-01-13 Nissan Motor Co Ltd エンジンの弁作動装置
JP3715041B2 (ja) 1996-09-06 2005-11-09 本田技研工業株式会社 気筒休止エンジンの制御装置
JPH1193714A (ja) * 1997-09-25 1999-04-06 Denso Corp 内燃機関の可変バルブタイミング制御装置
JP3700821B2 (ja) * 1999-05-14 2005-09-28 本田技研工業株式会社 内燃機関の制御装置
JP2002161768A (ja) 2000-11-27 2002-06-07 Unisia Jecs Corp 内燃機関の可変動弁システム
JP3798944B2 (ja) 2001-01-31 2006-07-19 株式会社日立製作所 内燃機関のバルブタイミング制御装置
JP3933404B2 (ja) 2001-02-28 2007-06-20 株式会社日立製作所 内燃機関の可変動弁装置
JP2003035167A (ja) 2001-07-19 2003-02-07 Denso Corp 内燃機関の可変バルブ制御装置
JP2003172112A (ja) 2001-12-04 2003-06-20 Hitachi Unisia Automotive Ltd 内燃機関の可変動弁装置
JP4004890B2 (ja) 2002-08-13 2007-11-07 株式会社日立製作所 内燃機関の可変動弁装置
US6840235B2 (en) 2002-09-19 2005-01-11 Nissan Motor Co., Ltd. Internal exhaust gas recirculation amount estimation system of internal combustion engines
JP4156346B2 (ja) 2002-11-06 2008-09-24 株式会社日立製作所 内燃機関のバルブタイミング制御装置
JP2004257373A (ja) 2003-02-07 2004-09-16 Mitsubishi Electric Corp バルブタイミング調整システム
JP4054711B2 (ja) 2003-04-21 2008-03-05 株式会社日立製作所 可変動弁式内燃機関
JP4126548B2 (ja) 2003-05-26 2008-07-30 三菱自動車エンジニアリング株式会社 多気筒エンジンの排気浄化装置
JP2005105874A (ja) 2003-09-29 2005-04-21 Toyota Motor Corp 筒内噴射式火花点火内燃機関の制御装置
JP3835448B2 (ja) 2003-10-29 2006-10-18 日産自動車株式会社 内燃機関の可変動弁装置
WO2005075798A1 (ja) 2004-02-06 2005-08-18 Mikuni Corp. エンジンの可変動弁装置
JP4211628B2 (ja) 2004-02-12 2009-01-21 トヨタ自動車株式会社 可変動弁機構
JP4200920B2 (ja) 2004-02-18 2008-12-24 アイシン精機株式会社 弁開閉時期制御装置
JP4425155B2 (ja) 2004-03-12 2010-03-03 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関のバルブタイミング制御装置
JP4396339B2 (ja) 2004-03-18 2010-01-13 日産自動車株式会社 内燃機関の吸気弁駆動制御装置
JP4169716B2 (ja) 2004-03-24 2008-10-22 株式会社日立製作所 可変動弁装置のアクチュエータ
DE102004033231A1 (de) 2004-07-08 2006-02-02 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit mehreren Zylinderbänken
JP4016020B2 (ja) 2004-08-31 2007-12-05 株式会社日立製作所 内燃機関のバルブタイミング制御装置
JP4410664B2 (ja) * 2004-11-15 2010-02-03 株式会社日本自動車部品総合研究所 内燃機関の制御装置
JP2006170026A (ja) * 2004-12-14 2006-06-29 Aisin Seiki Co Ltd 内燃機関の弁開閉時期制御装置
JP2006200391A (ja) 2005-01-18 2006-08-03 Toyota Motor Corp 内燃機関のバルブリフト可変装置
JP2007040291A (ja) 2005-06-28 2007-02-15 Hitachi Ltd 内燃機関の可変動弁装置
JP4551335B2 (ja) 2006-01-26 2010-09-29 日立オートモティブシステムズ株式会社 可動部材の基準位置学習装置
JP2007243243A (ja) 2006-03-03 2007-09-20 Kddi Corp 光ルーティング装置および光ネットワーク
JP4907416B2 (ja) 2007-04-23 2012-03-28 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の可変動弁装置
JP2008303773A (ja) 2007-06-07 2008-12-18 Hitachi Ltd 内燃機関の可変動弁装置
US8001936B2 (en) 2007-07-04 2011-08-23 Hitachi, Ltd. Control apparatus for internal combustion engine and control method therefor
JP2009074414A (ja) 2007-09-20 2009-04-09 Hitachi Ltd 内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁装置

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001032704A (ja) * 1999-07-21 2001-02-06 Unisia Jecs Corp 内燃機関のバルブタイミング制御装置
CN1580504A (zh) * 2003-08-08 2005-02-16 日立优喜雅汽车配件有限公司 内燃机用可变阀驱动装置
CN1651724A (zh) * 2004-01-30 2005-08-10 株式会社日立制作所 内燃机的气门正时控制装置

Also Published As

Publication number Publication date
CN101392665A (zh) 2009-03-25
JP2009074414A (ja) 2009-04-09
DE102008047383A1 (de) 2009-04-02
US8210141B2 (en) 2012-07-03
US20090078223A1 (en) 2009-03-26

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101392665B (zh) 内燃机的可变气门系统
US7520261B2 (en) Apparatus for and method of controlling intake operation of an internal combustion engine
US9624843B2 (en) Control device of multi-cylinder engine
JP4776447B2 (ja) 内燃機関の可変動弁装置
JP5662264B2 (ja) 内燃機関の可変動弁装置
JP2008267300A (ja) 内燃機関の可変動弁装置
US9188030B2 (en) Internal combustion engine with variable valve opening characteristics
EP1348853B1 (en) A System and Method for Controlling an Engine
US20180363547A1 (en) Piston stroke adjustment apparatus for internal combustion engine
JP2012251483A (ja) 内燃機関の可変動弁装置及び内燃機関の始動制御装置
JP4108386B2 (ja) エンジンの燃料噴射装置
JP5236786B2 (ja) 内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁装置
JP4423775B2 (ja) 内燃機関の可変動弁装置
KR101648620B1 (ko) 내연 기관의 가변 밸브 작동 장치
CN110612386B (zh) 内燃机的控制装置
US9140151B2 (en) Valve gear
JP4222072B2 (ja) エンジンの制御装置
JPH11159311A (ja) 内燃機関の調整装置
US11506090B1 (en) Systems and methods for cam profile switch (CPS) assembly
US9322303B2 (en) Variable valve timing control unit
US9157345B2 (en) Valve control apparatus
JP2017106382A (ja) 内燃機関の可変動弁装置
JP2004036425A (ja) エンジンの吸気制御装置
JPH10231742A (ja) 内燃機関のバルブタイミング制御装置
JPH10252428A (ja) 内燃機関のバルブ特性制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20131106

Termination date: 20140919

EXPY Termination of patent right or utility model