DE10142260A1

DE10142260A1 - Variable Ventilsteuervorrichtung einer Brennkraftmaschine

Info

Publication number: DE10142260A1
Application number: DE10142260A
Authority: DE
Inventors: Nohara Tsuneyasu; Sugiyama Takanobu
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2000-08-31
Filing date: 2001-08-29
Publication date: 2002-04-25
Anticipated expiration: 2021-08-30
Also published as: JP4253109B2; DE10142260B4; US6513467B2; US20020023604A1; JP2002070597A

Abstract

Eine Brennkraftmaschine weist eine variable Ventilsteuervorrichtung für das Steuern ihrer Einlaß- und Auslaßventile auf. Die Steuervorrichtung umfaßt einen IVWAV- oder EVWAV-Mechanismus, wobei der EVWAV-Mechanismus einen Arbeitswinkel des Einlaßventils variiert, und der EVWAV-Mechanismus einen Arbeitswinkel des Auslaßventils variiert. einen IVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Einlaßventils variiert, einen EVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Auslaßventils variiert, und eine Steuereinheit, die den IVWAV- oder EVWAV-Mechanismus und die IVOPV- und EVOPV-Mechanismen in Übereinstimmung mit einem Betriebszustand der Brennkraftmaschine steuert. Die Steuereinheit ist so konfiguriert, daß sie im mittleren Lastbetriebsbereich der Brennkraftmaschine eine Steuerung des IVWAV- oder EVWAV-Mechanismus und der IVOPV- und EVOPV-Mechanismen durchführt, um eine Ventilüberschneidung oder eine negative Ventilüberschneidung nahe dem oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs zu erzielen, und im Fall der Verschiebung der Brennkraftmaschine vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbetriebsbereich den IVWAV-Mechanismus oder den IVOPV-Mechanismus steuert, um die Öffnungszeit des Einlaßventils zum oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs zu verschieben, und den EVWAV-Mechanismus oder den EVOPV-Mechanismus zu steuern, um die Schließzeit des Auslaßventils auf den oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs zu verschieben.

Description

HINTERGRUND DER ERFINDUNG GEBIET DER ERFINDUNG

Die vorliegende Erfindung bezieht sich allgemein auf eine Steuervorrichtung für das Steuern einer Brennkraftmaschine, und insbesondere auf eine variable Ventilsteuervorrichtung für Brennkraftmaschinen, die einen Arbeitswinkelvariationsme chanismus für das Variieren des Arbeitswinkels eines Einlaß- oder Auslaßventils und einen Betriebsphasenvariationsmecha nismus für das Variieren einer Betriebsphase des Einlaß- oder Auslaßventils umfaßt.

BESCHREIBUNG DES STANDES DER TECHNIK

Bisher wurden auf dem Gebiet der Brennkraftmaschinen ver schiedene Typen variabler Ventilsteuervorrichtungen vorge schlagen und in die Praxis umgesetzt. Eine solche Vorrichtung ist in der Betriebsanleitung eines Toyota-Fahrzeugs (ALTEZZA), die im Oktober 1998 von Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha herausgegeben wurden, gezeigt, wobei diese Veröffent lichung einen sogenannten Betriebsphasenvariationsmechanismus für ein Einlaßventil, der die Betriebsphase jedes Einlaßven tils durch das Ändern einer relativen Winkelposition zwischen einer Nockenwelle des Einlaßventils und einer Nockenscheibe, die synchron mit der Kurbelwelle des Motors gedreht wird, und einen sogenannten Betriebsphasenvariationsmechanismus für ein Auslaßventil, der die Betriebsphase des Auslaßventils durch das Ändern einer relativen Winkelposition zwischen einer Nockenwelle des Auslaßventils und der oben erwähnten Nocken scheibe variiert, beschreibt. Die Betriebsphasenvariationsme chanismen für das Einlaß- und das Auslaßventil werden gemein sam durch einen Hydraulikdruck, der durch eine Ölpumpe, die durch die Kurbelwelle des Motors angetrieben wird, mit Ener gie versorgt.

Es sei nun angemerkt, daß der Ausdruck "Betriebsphase", wie er in der Beschreibung verwendet wird, der Betriebszeitsteue rung des entsprechenden Einlaß- oder Auslaßventils in Bezug auf die Kurbelwelle des Motors entspricht, und daß der Aus druck "Arbeitswinkel", der in der Beschreibung verwendet wird, der offenen Zeitdauer des entsprechenden Einlaß- oder Auslaßventils entspricht und durch einen Winkelbereich (näm lich einen Kurbelwinkel) der Kurbelwelle des Motors darge stellt wird.

ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG

Im allgemeinen wird im mittleren Lastbetriebsbereich des Mo tors wenn eine gewisse Ventilüberschneidung bei oder nahe dem oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs vorgesehen wird, ein ge wisser Grad von interner AGR erhalten, was eine Reduktion beim Pumpverlust und eine Verbesserung beim Kraftstoffver brauch ergibt. Weiterhin wird, wenn man im mittleren Lastbe triebsbereich eine gewisse negative Ventilüberschneidung vor sieht, eine gewisse Menge des Abgases in der Verbrennungskam mer eingeschlossen, was eine Reduktion des Pumpverlustes und eine Verbesserung im Kraftstoffverbrauch ergibt. Es ist zu bemerken, daß die Ventilüberschneidung ein Phänomen dar stellt, bei der die Einlaß- und Auslaßventile für einen ge wissen Zeitraum gleichzeitig offen sind, und daß die negative Ventilüberschneidung ein Phänomen ist, bei dem die Einlaß- und Auslaßventile für eine gewisse Zeit einen gleichzeitig geschlossenen Zustand annehmen.

In einem sehr niedrigen Lastbetriebsbereich, wie beispiels weise im Betriebsbereich des Leerlaufs, ist es notwendig, die Ventilüberschneidung und/oder die negative Ventilüberschnei dung zu minimieren, um eine nicht stabile Verbrennung, die durch das Restgas der internen AGR versucht wird, zu unter drücken. Somit wird im Falle einer Verschiebung vom mittleren Lastbetriebsbereich in den sehr niedrigen Lastbetriebsbe reichs, wie beispielsweise im Falle einer rapiden Verlangsa mung der Motorgeschwindigkeit, eine schnelle Reduktion oder Aufhebung der Ventilüberschneidung oder der negativen Ventil überschneidung benötigt.

Somit besteht eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung darin, eine Steuervorrichtung für ein Einlaßventil einer Brennkraft maschine bereit zu stellen, wobei diese einen Betriebsphasen variationsmechanismus für das Variieren einer Betriebsphase der Einlaß- beziehungsweise Auslaßventile und einen Arbeits winkelvariationsmechanismus für das Variieren eines Arbeits winkels des Einlaß- oder Auslaßventils umfaßt, so daß im Fall einer Motorbetriebsänderung von einem mittleren Lastbetriebs bereich zu einem sehr niedrigen Lastbetriebsbereich eine Re duktion oder Aufhebung der Ventilüberschneidung und/oder der negativen Ventilüberschneidung sicher und schnell ausgeführt wird.

Um die vorliegende Erfindung auszuführen, wurden die folgen den Tatsachen in ernsthafter Weise von den Anmeldern betrach tet.

In einem Arbeitswinkelvariationsmechanismus beeinflußt die Federkraft jeder Ventilfeder den Betrieb des Mechanismus. Das heißt, die Öffnungsaktion des Ventils wird gegen die Feder kraft der Ventilfeder ausgeführt, und die Schließaktion des Ventils wird mit der Hilfe der Federkraft durchgeführt. Dies bedeutet, daß im Fall der Reduzierung des Arbeitswinkels des Ventils die Arbeit des Mechanismus durch die Federkraft der Ventilfeder unterstützt wird. Somit ist bei einem solchen Hy draulikdruck, der auf den Mechanismus angewandt wird, die An sprechempfindlichkeit in Falle einer Reduzierung des Arbeits winkels höher als im Falle einer Erhöhung des Arbeitswinkels.

In einem Betriebsphasenvariationsmechanismus wird dagegen eine Drehkraft auf eine Antriebswelle oder Nockenwelle ausge übt, die das Ventil in seine offene oder geschlossene Stel lung steuert. Das bedeutet, daß im Fall der Verzögerung der Betriebsphase die Arbeit des Mechanismus durch die Drehkraft unterstützt wird. Somit wird beim selben Hydraulikdruck, der auf den Mechanismus angewandt wird, die Ansprechempfindlich keit in einer solchen die Betriebsphase verzögernden Opera tion höher als im Falle eines Vorverstellens der Betriebs phase.

Das heißt, der Grad der Ansprechempfindlichkeit zeigt sich in folgender Reihenfolge:
Langsam: Erhöhung des Arbeitswinkels durch Verwenden des Arbeitswinkelvariationsmechanismus.
Etwas schneller: Vorverstellen einer Betriebsphase durch das Verwenden des Betriebsphasenvariationsmechanismus.
Schnell: Verzögern einer Betriebsphase durch die Verwen dung des Betriebsphasenvariationsmechanismus.
Sehr schnell: Reduzieren eines Arbeitswinkels durch die Verwendung des Arbeitswinkelvariationsmechanismus.

Wenn man diese Tatsachen berücksichtigt, so liefert die vor liegende Erfindung eine variable Ventilsteuervorrichtung ei ner Brennkraftmaschine, die im Fall der Verschiebung vom mittleren Lastbetriebsbereich in den sehr niedrigen Lastbe triebsbereich ausgewählt die Betriebsphasen- und Arbeitswin kelvariationsmechanismen in einer Weise betreibt, so daß die Ventilüberschneidung oder die negative Ventilüberschneidung wirksam und schnell reduziert oder aufgehoben wird.

Gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird eine variable Ventilsteuervorrichtung einer Brennkraftma schine, die Einlaß- und Auslaßventile aufweist, bereit ge stellt. Die Steuervorrichtung umfaßt einen IVWAV-Mechanismus, der einen Arbeitswinkel des Einlaßventils variiert, einen IVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Einlaßventils variiert, einen EVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Auslaßventils variiert, und eine Steuereinheit, die die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen gemäß dem Betriebszu stand des Motors steuert, wobei die Steuereinheit so ausge bildet ist, daß sie im mittleren Lastbetriebsbereich des Mo tors die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen so steuert, daß eine Ventilüberschneidung erzielt wird, bei der es nahe dem oberen Totpunkt des Ansaughubs eine gewisse Zeitdauer gibt, bei der die Einlaß- und Auslaßventile ihre offenen Zustand annehmen, und im Fall der Verschiebung des Motors vom mittle ren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbetriebs bereich der IVWAV-Mechanismus gesteuert wird, um den Arbeits winkel des Einlaßventils zu reduzieren, um somit die Öff nungszeit des Einlaßventils zu verzögern, und den EVOPV-Me chanismus zu kontrollieren, damit er die Betriebsphase des Auslaßventils nach vorn verschiebt, um somit die Schließzeit des Auslaßventils nach vorn zu bringen.

Gemäß einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird eine variable Ventilsteuervorrichtung einer Brennkraftma schine, die Einlaß- und Auslaßventile aufweist, bereitge stellt. Die Steuervorrichtung umfaßt einen IVWAV-Mechanismus, der einen Arbeitswinkel des Einlaßventils variiert, einen IVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Einlaßventils variiert, einen EVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Auslaßventils variiert, und eine Steuereinheit die die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen gemäß einem Betriebszustand des Motors steuert, wobei die Steuereinheit so konfiguriert ist, daß sie in einem mittleren Lastbetriebsbereich die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen so steuert, daß eine ne gative Ventilüberschneidung nahe dem oberen Totpunkt des An saughubs auftritt, während der eine gewisse Zeitdauer exi stiert, in der das Einlaß- und das Auslaßventil ihren ge schlossen Zustand annehmen, und im Falle einer Verschiebung des Motors vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbetriebsbereichs sie den IVOPV-Mechanismus so steuert, daß die Betriebsphase des Einlaßventils nach vorn verschoben wird, um die Öffnungszeit des Einlaßventils nach vorn zu verschieben und den EVOPV-Mechanismus zu steuern, um die Betriebsphase des Auslaßventils zu verzögern, um somit die Schließzeit des Auslaßventils zu verzögern.

Gemäß einem dritten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird eine variable Ventilsteuervorrichtung einer Brennkraftma schine, die Einlaß- und Auslaßventile aufweist, bereit ge stellt. Die Steuervorrichtung umfaßt einen IVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Einlaßventils variiert, einen EVWAV-Mechanismus, der einen Arbeitswinkel des Auslaßventils variiert, einen EVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Auslaßventils variiert, eine Steuereinheit die die IVOPV-, EVWAV- und EVOPV-Mechanismen gemäß einem Betriebszustand des Motors steuert, wobei die Steuereinheit so ausgebildet ist, daß sie in einem mittleren Lastbetriebsbereichs des Motors die IVOPV-, EVWAV- und EVOPV-Mechanismen so steuert, daß eine negative Ventilüberschneidung in der Nähe des oberen Tot punkts des Ansaughubs entsteht, während derer eine gewisse Zeitdauer existiert, in der das Einlaß- und das Auslaßventil ihren geschossen Zustand annehmen, und die im Falle einer Verschiebung des Motors vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbetriebsbereich den IVOPV-Mechanis mus steuert, um die Betriebsphase des Einlaßventils nach vorn zu verstellen, um somit die Öffnungszeit des Einlaßventils nach vorn zu verstellen, und den EVOPV-Mechanismus zu steu ern, um die Betriebsphase des Auslaßventils zu verzögern, um somit die Schließzeit des Auslaßventils zu verzögern.

Gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird eine variable Steuervorrichtung einer Brennkraftma schine, die Einlaß- und Auslaßventile aufweist, bereit ge stellt. Die Steuervorrichtung umfaßt mindestens einen IVWAV- oder EVWAV-Mechanismus, wobei der IVWAV-Mechanismus funktio niert, um einen Arbeitswinkel des Einlaßventils zu variieren, und der EVWAV-Mechanismus funktioniert, um einen Arbeitswin kel des Auslaßventils zu variieren; einen IVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Einlaßventils variiert; einen EVOPV-Mechanismus, der eine Betriebsphase des Auslaßventils variiert, und eine Steuereinheit, die den aus den IVWAV- und EVWAV-Mechanismen und den IVOPV- und EVOPV-Mechanismen aus gewählten Mechanismus steuert, um eine Ventilüberschneidung oder eine negative Ventilüberschneidung nahe dem oberen Tot punkt des Ansaughubs zu erzielen, und im Falle der Verschie bung des Motors vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbetriebsbereich den IVWAV-Mechanismus oder den IVOPV-Mechanismus steuert, um die Öffnungszeit des Ein laßventils zum oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs zu ver schieben, und die den EVWAV-Mechanismus oder den EVOPV-Mecha nismus steuert, um die Schließzeit des Auslaßventils zum obe ren Totpunkt (TDC) des Ansaughubs zu verschieben.

KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Fig. 1 ist eine perspektivische Ansicht einer variablen Ven tilsteuervorrichtung, die eine Ausführungsform der vorliegen den Erfindung darstellt;

Fig. 2 ist eine Schnittansicht der erfindungsgemäßen varia blen Ventilsteuervorrichtung, die einen Teil zeigt, bei dem ein Arbeitswinkelvariationsmechanismus angeordnet ist;

Fig. 3 ist eine schematische Ansicht eines Arbeitswinkelva riationsmechanismus, wobei dieser in Richtung des Pfeils "III" der Fig. 1 gesehen wird;

Fig. 4 ist ein Diagramm, das ein hydraulisches Stellglied und ein Magnetventil, die für das Steuern einer Steuerwelle des Arbeitswinkelvariationsmechanismus verwendet werden, zeigt;

Fig. 5 ist eine Explosionsdarstellung eines Betriebsphasen variationsmechanismus, der in der erfindungsgemäßen variablen Ventilsteuervorrichtung verwendet wird;

Fig. 6 ist eine Schnittansicht des Betriebsphasenvariations mechanismus in zusammengebauten Zustand;

Fig. 7 ist eine Schnittansicht eines wesentlichen Teils des Betriebsphasenvariationsmechanismus;

Fig. 8 ist eine Teilansicht, die einen nicht verriegelten Zustand des Betriebsphasenvariationsmechanismus zeigt;

Fig. 9 ist eine Ansicht ähnlich wie Fig. 8, wobei sie aber einen verriegelten Zustand der Betriebsphasenvariationsvor richtung zeigt;

Fig. 10A und 10B sind Darstellungen, die verschiedene Zu stände de Motors zeigen, die durch eine erste Ausführungsform der erfindungsgemäßen variablen Ventilsteuervorrichtung für das Einlaßventil erzielt werden;

Fig. 11A und 11B sind ähnliche Darstellungen wie in den Fig. 10A und 10B, wobei sie aber die Zustände des Motors zeigen, die durch eine zweite Ausführungsform der Erfindung erzielt werden;

Fig. 12A und 12B sind ähnliche Darstellungen wie in den Fig. 10A und 10B, wobei sie aber die Zustände des Motors zeigen, die durch eine dritte Ausführungsform der Erfindung erzielt werden; und

Fig. 13A und 13B sind ähnliche Darstellungen wie in den Fig. 10A und 10B, wobei sie aber die Zustände des Motors zeigen, die durch eine vierte Ausführungsform der Erfindung erzielt werden.

DETAILLIERTE BESCHREIBUNG DER AUSFÜHRUNGSFORMEN

Nachfolgend wird eine variable Ventilsteuervorrichtung der vorliegenden Erfindung im Detail unter Bezug auf die beglei tenden Zeichnungen beschrieben. Für ein leichteres Verständ nis werden verschiedene Richtungsbezeichnungen, wie rechts, links, nach oben, nach unten, nach rechts etc. in der Be schreibung verwendet. Solche Bezeichnungen sollen jedoch nur in Bezug auf eine Zeichnung oder Zeichnungen, in denen das entsprechende Element oder Teil dargestellt wird, verstanden werden.

Wie aus der Beschreibung deutlich werden wird, ist die varia ble Ventilsteuervorrichtung so erläutert, daß sie bei einer Brennkraftmaschine angewandt wird, die Zylinder aufweist, von denen jeder zwei Einlaßventile und zwei Auslaßventile auf weist. Für eine einfachere Erläuterung ist die folgende Be schreibung nur auf einen Teil der variablen Ventilsteuervor richtung, die mit einem der Zylinder des Motors verbunden ist, gerichtet.

Betrachtet man die Fig. 1 bis 3 und insbesondere die Fig. 1, so ist dort eine Einheit (die nachfolgend als "interne Ventilsteuervorrichtung" bezeichnet wird) der variablen Ven tilsteuervorrichtung einer Brennkraftmaschine, die auf die Einlaßventile des Motors angewandt wird, gezeigt.

Es sei angemerkt, daß im wesentliche dieselbe Einheit (die nachfolgend als "Auslaßventilsteuervorrichtung" bezeichnet wird), die auf die Auslaßventile des Motors angewandt wird, durch die Steuervorrichtung geliefert wird.

Wie man aus Fig. 1 sieht, umfaßt die Steuervorrichtung für das Einlaßventil allgemein einen Arbeitswinkelvariationsme chanismus 1, der einen Arbeitswinkel eines Paars von Einlaß ventilen 12 jedes Zylinders variiert, und einen Betriebspha senvariationsmechanismus 2, der die Betriebsphase der Einlaß ventile 12 variiert.

Wie nachfolgend im Detail beschrieben werden wird, ist im Ar beitswinkelvariationsmechanismus 1 ein Verbindungsmechanismus angeordnet, durch den eine Antriebswelle 13, die durch eine (nicht gezeigte) Kurbelwelle einer zugehörigen Brennkraftma schine durch den Betrieb eines Phasenvariationsmechanismus 2 angetrieben wird, und zwei Schwenknocken 20, die Ventilheber 19 der Einlaßventile 12 betätigen, um eine öff nende/schließende Bewegung der Einlaßventile 12 gegen (nicht gezeigte) Ventilfedern zu machen, mechanisch verbunden, um kontinuierlich den Arbeitswinkel (und den Grad des Ventil hubs) der Einlaßventile 12 zu variieren, während sie den zen tralen Punkt des Arbeitswinkels konstant halten. Es sei ange merkt, daß sich die Antriebswelle 13 in einer Richtung, ent lang derer die Zylinder des Motors ausgerichtet sind, er streckt.

Das heißt, der Arbeitswinkelvariationsmechanismus 1 umfaßt einen exzentrischen Nocken 15, der exzentrisch an der An triebswelle 13 befestigt ist, eine ringartige Verbindung 25, die drehbar auf dem exzentrischen Nocken 15 angeordnet ist, eine Steuerwelle 16, die sich parallel zur Antriebswelle 13 erstreckt, eine Steuernocke 17, die exzentrisch an der Steu erwelle 16 befestigt ist, einen Ventilkipphebel 18, der dreh bar auf dem Steuernocken 17 angeordnet ist und der ein Ende 18b (siehe Fig. 2), das drehbar durch einen Verbindungsstift 21 mit einem führenden Ende 25b der ringartigen Verbindung 25 verbunden ist, aufweist, und eine stabförmige Verbindung 26, durch die das andere Ende 18c des Ventilkipphebels 18 und ei ner der Schwenknocken 20 verbunden sind.

Wie man aus Fig. 2 sieht, ist die Mitte "X" des exzentri schen Nockens 15 gegenüber dem Zentrum "Y" der Antriebswelle 13 um einen vorbestimmten Grad versetzt, und das Zentrum "P1" des Steuernockens 17 ist gegenüber dem Zentrum "P2" der Steu erwelle 16 um einen vorbestimmten Grad versetzt. Wie man aus den Fig. 2 und 3 sieht, werden ein Lagerzapfenteil 20b des Schwenknockens 20, der drehbar um die Antriebswelle 13 ange ordnet ist, und ein Lagerzapfenteil der Steuerwelle 16 dreh bar durch ein Paar Klammern 14a und 14b, die an einem Zylin derkopf 11 des Motors durch gewöhnliche Bolzen 14c befestigt sind, gehalten.

Wie man aus Fig. 1 sieht, ist die stabförmige Verbindung 26 so angeordnet, daß sie sich im Großen und Ganzen entlang ei ner Achse des entsprechenden Einlaßventils 12 erstreckt. Wie man aus Fig. 2 sieht, ist ein Ende 26a der stabförmigen Ver bindung 26 drehbar mit dem anderen Ende 18c des Ventilkipphe bels 18 durch einen Verbindungsstift 28 verbunden.

Wenn mit der oben erwähnten Anordnung die Antriebswelle 13 durch die Drehung der Kurbelwelle gedreht wird, so wird die ringartige Verbindung 25 gezwungen, eine Translationsbewegung durch die exzentrische Nocke 15 zu machen, und somit wird der Schwenknocken 20 gezwungen, den Ventilkipphebel 18 und die stabförmige Verbindung 26 zu schwenken, was dazu führt, daß die Einlaßventile 12 gezwungen werden, eine öff nende/schließende Bewegung gegen die Kraft der (nicht gezeig ten) Ventilfedern auszuführen.

Wenn die Steuerwelle 16 innerhalb eines vorgegebenen Winkel bereichs durch eine später erwähntes Stellglied 30 bewegt wird, wird das Zentrum "P1" des Steuernockens 17, das als Ro tationszentrum des Ventilkipphebels 18 dient, gezwungen, sich um das Zentrum "P2" der Steuerwelle 16 zu bewegen. Mit dieser Bewegung werden eine Verbindungseinheit, die die ringartige Verbindung 25 einschließt, der Ventilkipphebel 18 und die stabförmige Verbindung 26 gezwungen, ihre Position zu ändern, und somit werden der Arbeitswinkel und der Grad des Ventil hubs der Einlaßventile 12 kontinuierlich variiert, während ihre Betriebsphase konstant gehalten wird.

Im oben erwähnten Arbeitswinkelvariationsmechanismus 1 ist die Schwenknocke 20, die das Einlaßventil 12 betätigt, dreh bar um die Antriebswelle 13 angeordnet, wobei diese zusammen mit der Kurbelwelle des Motors gedreht wird. Somit wird eine unerwünschte Verlagerung der Schwenknocke 20 relativ zur An triebswelle 13 unterdrückt, und somit wird die Steuerbarkeit verbessert. Da die Schwenknocke 20 durch die Antriebswelle 13 abgestützt wird, besteht keine Notwendigkeit, eine getrennte Stützwelle für die Schwenknocke 20 vorzusehen. Somit ergeben sich im Hinblick auf die Anzahl der verwendeten Teile und den Montageraum Vorteile. Weiterhin erhält man, da die Verbin dungsteile der Teile in Form eines sogenannten Oberflächen- Oberflächen-Kontakts hergestellt werden, eine passende Ab nutzfestigkeit.

Betrachtet man Fig. 4, so ist ein dort ein Stellglied 30 ge zeigt, das die Steuerwelle 16 innerhalb eines vorbestimmten Winkelbereichs dreht. Das Stellglied 30 umfaßt einen Zylinder 39, dessen Inneres in erste und zweite Hydraulikkammern 33 und 34 durch das Vorsehen eines Kolbenpaßteils 32a eines Kol bens 32 aufgeteilt ist. Somit wird gemäß einer Druckdiffe renz, die zwischen den ersten und zweiten Hydraulikkammern 33 und 34 auftritt, der Kolben gezwungen, sich in einer Vor wärts- und Rückwärtsrichtung zu bewegen. Ein Stangenteil des Kolbens 32 weist ein führendes Ende, das der offenen Luft ausgesetzt ist, auf. Das führende Ende der Kolbenstange weist einen daran befestigten Stift 32b auf. Wie gezeigt ist, so erstreckt sich die Kolbenstange rechtwinklig zu einer Achse der Steuerwelle 16. Eine Verbindungsplatte 16a ist an einem Ende der Steuerwelle 16 angeordnet, so daß sie sich mit ihr um die Achse der Steuerwelle 16 dreht. Die Verbindungsplatte 16a ist mit einem radial sich erstreckenden Schlitz 16b aus gebildet, in den der Stift 32b der Kolbenstange gleitend ein greift. Somit wird gemäß der Vor- und Zurückbewegung des Kol bens 32 die Steuerwelle 16 in einem vorbestimmten Winkelbe reich um ihre Achse gedreht.

Eine Ölversorgung zu den ersten und zweiten Hydraulikkammern 33 und 34 wird gemäß der Position einer Spule 35 eines Ma gnetventils 31 geschaltet. Das Magnetventil 31 wird in An/Aus-Weise (nämlich einer Schaltsteuerung) durch ein Steu ersignal, das von einer Motorsteuereinheit 3 ausgegeben wird, gesteuert. Die Steuereinheit 3 umfaßt einen Mikrocomputer, der allgemein eine CPU, ein RAM, ROM und Eingabe- und Ausga beschnittstellen umfaßt. Das heißt, durch das Variieren des Schaltverhältnisses des Steuersignals in Übereinstimmung mit dem Betriebszustand des Motors wird die Position der Spule 35 geändert.

Das heißt, wenn, wie das in der Zeichnung gezeigt ist, die Spule 35 die am weitesten rechts liegende Position annimmt, wird eine erste Hydraulikleitung 36, die mit der ersten Hy draulikkammer 33 verbunden ist, mit einer Ölpumpe 9 verbun den, um somit die erste Hydraulikkammer 33 mit einem Hydrau likdruck zu versorgen, und zur gleichen Zeit wird eine zweite Hydraulikleitung 37, die mit der zweiten Hydraulikkammer 34 verbunden ist, mit einer Ableitung 38 verbunden, um somit das Öl aus der zweiten Hydraulikleitung 34 abzuführen. Somit wird der Kolben 32 des Stellglieds 30 in der Zeichnung nach links verschoben.

Wenn die Spule 35 dagegen eine am weitesten links liegende Position in der Zeichnung annimmt, so wird die erste Hydrau likleitung 36 mit der Ableitung 38 verbunden, um das Öl aus der ersten Hydraulikkammer 33 abzuführen, und zur selben Zeit wird die zweite Hydraulikleitung 37 mit der Ölpumpe 9 verbun den, um die zweite Hydraulikkammer 34 mit einem Hydraulik druck zu versorgen. Somit wird der Kolben 32 in der Zeichnung nach rechts verschoben.

Wenn die Spule 35 sich in einer mittleren Position befindet, sind die erste und die zweite Hydraulikleitung 36 und 37 durch die Spule 35 geschlossen, und somit wird der Hydraulik druck in den ersten und zweiten Hydraulikkammern 33 und 34 gehalten oder verriegelt, um somit den Kolben 32 in einer entsprechenden mittleren Position zu halten.

Wie bis hierher beschrieben wurde, wird der Kolben 32 des Stellglieds 30 zu einer gewünschten Position bewegt oder dort gehalten, und somit kann der Arbeitswinkel der Einlaßventile 12 auf einen gewünschten Winkel innerhalb eines vorbestimmten Winkelbereichs gesteuert werden.

Es sei angemerkt, daß die Motorsteuereinheit 3 den Arbeits winkelvariationsmechanismus 1 und den Betriebsphasenvariati onsmechanismus 2 in Übereinstimmung mit einer Motorgeschwin digkeit, einer Motorlast, einer Temperatur des Kühlwassers des Motors und einer Fahrzeuggeschwindigkeit steuert. Zusätz lich zu dieser Steuerung führt die Motorsteuereinheit 3 eine Zündzeitpunktsteuerung, eine Kraftstoffzufuhrsteuerung, eine Übergangskorrektursteuerung und eine Sicherheitssteuerung durch.

Nachfolgend wird der Betriebsphasenvariationsmechanismus 2 unter Bezug auf die Fig. 5 bis 9 und die Fig. 1 beschrie ben.

Wie aus der Beschreibung deutlich werden wird, wirkt der Be triebsphasenvariationsmechanismus 2, um eine relative Winkel position zwischen der Antriebswelle 13 und einer Zeitsteuer scheibe 40, die drehbar auf der Antriebswelle 13 angeordnet ist und synchron mit der Kurbelwelle des Motors gedreht wird, zu variieren, so daß die Betriebsphasen der Einlaßventile 12 variiert werden, während der Arbeitswinkel und der Grad des Ventilhubs der Einlaßventile 12 konstant gehalten wird.

Das heißt, der Betriebsphasenvariationsmechanismus 2 umfaßt, wie man aus den Fig. 1, 5 und 6 sieht, im allgemeinen die Zeitsteuerscheibe 40, die am axialen Ende der Antriebswelle 13 befestigt ist, eine Flügeleinheit 41, die drehbar in der Zeitsteuerscheibe 40 installiert ist, und eine Hydraulik schaltungsstruktur, die ausgebildet ist, um die Flügeleinheit 41 hydraulisch in beide Richtungen zu drehen.

Wie man aus Fig. 5 sieht, umfaßt die Zeitsteuerscheibe 40 allgemein ein Rotorelement 42, das ein äußeres Zahnrad 42a aufweist, das sich im Eingriff mit den Zähnen einer (nicht gezeigten) Steuerkette befindet, ein zylindrisches Gehäuse 43, das vor dem Rotorelement 42 angeordnet ist, und im Innern drehbar die Flügeleinheit 41 anordnet, eine kreisförmige vor dere Abdeckung 44, die ein vorderes offenes Ende des Gehäuses 43 abdeckt, eine kreisförmige hintere Abdeckung 45, die zwi schen dem Gehäuse 43 und dem Rotorelement 42 angeordnet ist und ein hinteres offenes Ende des Gehäuses 43 abdeckt, und eine Vielzahl von Bolzen 46 (siehe Fig. 6), die koaxial das Gehäuse 43, die vordere Abdeckung 44 und die hintere Abdeckung 45 als Einheit verbinden.

Wie man aus den Fig. 5 und 6 sieht, besteht das Rotorele ment 42 aus einem zylindrischen Element, und es weist eine Zentralbohrung 42a auf. Das Rotorelement 42 ist mit einer Vielzahl von Bolzenlöchern mit Innengewinde (ohne Bezugszahl) ausgebildet, mit denen die Gewinde der Schrauben 46 in Ein griff gebracht werden. Weiterhin weist, wie man das in Fig. 6 sieht, die Zentralbohrung 42a des Rotorelements 42 einen genau entgegengesetzten vergrößerten hinteren (oder rechten) Teil 48 auf, der mit dem später erwähnten Buchsenelement 47 in Eingriff gebracht wird. Weiterhin weist das Rotorelement 42 an seiner vorderen (oder linken) Seite eine koaxiale kreisförmige Vertiefung 49 auf, in die die hintere Abdeckung 45 paßt. Das Rotorelement 42 weist weiter ein Eingriffsloch 50 an einem vorgegeben Teil der kreisförmigen Vertiefung 49 auf.

Wie man aus Fig. 5 sieht, weist das zylindrische Gehäuse 43 zwei offene axiale Enden auf, und besitzt auf seiner inneren Oberfläche vier sich axial erstreckende Unterteilungsrippen 51, die in gleichmäßig großen Intervallen (nämlich 90°) ange ordnet sind. Jede Unterteilungsrippe 51 weist einen im allge meinen trapezförmigen Querschnitt auf und besitzt axial zwei Enden, die mit beiden Enden des zylindrischen Gehäuses 43 bündig schließen. Weiterhin weist jede Unterteilungsrippe 51 ein sich axial erstreckendes Bolzenloch 52, durch die der entsprechende Bolzen 46 hindurch geht, auf. Weiterhin weist jede Unterteilungsrippe 51 an ihrem inneren oberen Teil eine sich axial erstreckende Halterille 51a auf. Wie man aus der Fig. 6 sieht, nimmt jede Halterille 51a ein längliches Ab dichtelement 53 und eine Blattfeder 54, die das Abdichtele ment 53 radial nach innen drückt, auf.

Wie man aus Fig. 5 sieht, ist die vordere Abdeckung 44 mit einer zentralen Öffnung 55 ausgebildet. Die vordere Abdeckung 44 weist ferner vier Bolzenlöcher (ohne Bezugszeichen) auf, die mit den Bolzenlöchern 52 des zylindrischen Gehäuses 43 zusammengepaßt werden.

Wie man aus Fig. 5 sieht, ist die kreisförmige hintere Ab deckung 45 auf ihrer Rückseite mit einer ringförmigen Rippe 56 ausgebildet, wobei diese eng mit der kreisförmigen Vertie fung 49 des oben erwähnten Rotorelements 42 in Eingriff ge bracht wird. Weiterhin ist die hintere Abdeckung 45 mit einer zentralen Öffnung 57 versehen, in die ein ringförmiger Teil 56 mit einem kleineren Durchmesser des Hülsenelements 47 in Eingriff gebracht wird. Die hintere Abdeckung 45 weist weiter vier Bolzenlöcher (ohne Bezugszahlen) auf, die mit den Bol zenlöchern 52 des zylindrischen Gehäuses 43 zusammengepaßt werden. Weiterhin ist die hintere Abdeckung 45 mit einem Ein griffsloch 50' an einer Position, die dem Eingriffsloch 50 des Rotorelements 42 entspricht, ausgebildet.

Wie man aus Fig. 5 sieht, so ist die Flügeleinheit 41 aus einer Sinterlegierung hergestellt und mit dem vordere Ende der Antriebswelle 13 (siehe Fig. 1) durch einen Verbindungs bolzen 58 verbunden. Das heißt, die Flügeleinheit 41 wird zu sammen mit der Antriebswelle 13 gedreht. Insbesondere umfaßt die Flügeleinheit 41 einen zylindrischen Basisteil 59, der eine sich axial erstreckende Bohrung 41a aufweist, durch die der Verbindungsbolzen 58 hindurch geht, und vier gleichmäßig beabstandete und sich axial erstreckende Flügelteile 60, die sich vom Basisteil 59 radial nach außen erheben.

Wie gezeigt ist, weist jeder Flügelteil 60 eine rechtwinklige Form auf, und wie man aus Fig. 7 sieht, so ist jeder Flügel teil zwischen zwei benachbarten Unterteilungsrippen 51 des Gehäuses 43 angeordnet. Jeder Flügelteil 60 weist an seinem äußeren oberen Teil eine sich axial erstreckende Halterille 61 auf. Jede Halterille 61 nimmt ein längliches Dichtungsele ment 62 und eine Blattfeder 63, die das Dichtungselement 62 radial nach außen drückt, auf. Wie in Fig. 7 gezeigt ist, wird jedes Dichtungselement 53 des zylindrischen Gehäuses 43 gegen eine äußere zylindrische Wand des zylindrischen Basis teils der Flügeleinheit 41 gedrückt, um zwischen diesen eine hermetische Abdichtung zu erreichen, und jedes Dichtungsele ment 62 der Flügeleinheit 41 ist gegen eine innere zylindri sche Wand des zylindrischen Gehäuses 43 gedrückt, um eine hermetische Abdichtung zu erreichen.

Wie man aus Fig. 7 sieht, werden, durch die Plazierung des Flügelteils 60 der Flügeleinheit 41 in jedem Raum, der zwi schen zwei benachbarten Unterteilungsrippen 51 des zylindri schen Gehäuses 43 gebildet wird, eine sich vorwärts erstreckende Hydraulikkammer 64 und eine sich rückwärts erstreckende Hydraulikkammer 65 in diesem Raum gebildet.

Wie man aus den Fig. 5 und 7 sieht, ist ein Teil der Flü gelteile 60 der Flügeleinheit 41 mit einer sich axial erstreckenden Bohrung 66 an einer Position, die dem Ein griffsloch 50' der hinteren Abdeckung 45 entspricht, ausge bildet. Wie man aus Fig. 5 sieht, ist der Flügelteil 60 mit einem kleinen Durchgang 67 für das Verbinden der sich vor wärts und rückwärts erstreckenden Hydraulikkammern 65 und 66 versehen.

Wie man aus den Fig. 5 und 6 sieht, so ist ein Verriege lungsstift 68 in axial gleitender Weise in der sich axial erstreckenden Bohrung 66 des Flügelteils 60 angeordnet. Wie man aus den Fig. 8 und 9 sieht, umfaßt der Verriegelungs stift 68 einen zylindrischen Mittelteil 68a, einen Ein griffsteil 68b mit kleinerem Durchmesser und einen An schlagsteil 68c mit größerem Durchmesser.

Wie man aus Fig. 8 sieht, ist für das hydraulische Betätigen des Verriegelungsstifts 68 in der Bohrung 66 des Flügelteils 60, eine Druckaufnahmekammer 69 ausgebildet, die durch eine gestufte Oberfläche des Anschlagteils 68c mit größerem Durch messer, einer äußeren Oberfläche des Mittelteils 68a und ei ner zylindrischen inneren Wand der Bohrung 66 ausgebildet wird. Zwischen dem Verriegelungsstift 68 und der vorderen Ab deckung 44 ist eine Schraubenfeder 70 eingepreßt, die den Verriegelungsstift 68 zur hinteren Abdeckung 45 drückt.

Es sei angemerkt, daß wenn die Flügeleinheit 41 eine sich am weitesten nach hinten erstreckenden Winkelposition annimmt, der Eingriffsteil 68b des Verriegelungsstifts 68 mit dem Ein griffsloch 50' der hinteren Abdeckung 45 in Eingriff gebracht wird, wie man das aus Fig. 9 sieht.

Wie man aus Fig. 6 sieht, so umfaßt die Hydraulikschaltungs struktur einen erste Hydraulikleitung 71, durch die Hydrau likdruck zu der sich vorwärts erstreckenden Hydraulikkammer 64 geliefert oder aus ihr abgeführt werden kann, und eine zweite Hydraulikleitung 72, durch die Hydraulikdruck zur sich rückwärts erstreckenden Hydraulikkammer 65 geliefert oder aus dieser abgeführt werden kann. Diese ersten und zweiten Hy draulikleitungen 71 und 72 sind mit Zuführ- und Abführleitun gen 73 und 74 durch ein elektromagnetisches Schaltventil 75 verbunden.

Wie man aus Fig. 6 sieht, umfaßt die erste Hydraulikleitung 71 einen ersten Durchgangsteil 71a, der im Zylinderkopf 11 und in der Antriebswelle 13 ausgebildet ist, eine erste Öl leitung 71b, die im Verbindungsbolzen 58 ausgebildet ist und die mit dem ersten Durchgangsteil 71a verbunden ist, eine Öl kammer 71c, die zwischen einer äußeren zylindrischen Oberflä che eines vergrößerten Kopfs des Verbindungsbolzens 58 und einer inneren zylindrischen Oberfläche der sich axial erstreckenden Bohrung 41a des Basisteils 59 der Flügeleinheit 41 gebildet wird und mit der ersten Ölleitung 71b verbunden ist, und vier sich radial erstreckende Verzweigungsleitungen 71d, die im Basisteil 59 der Flügeleinheit 41 ausgebildet sind, um die Ölkammer 71c mit den vier sich in Vorwärtsrich tung erstreckenden Hydraulikkammern 64 zu verbinden.

Wie man aus Fig. 6 sieht, umfaßt die zweite Hydraulikleitung 72 einen zweiten Durchgangsteil 72a, der im Zylinderkopf 11 und der Antriebswelle 13 ausgebildet ist, eine zweite Öllei tung 72b, die im Hülsenelement 57 ausgebildet ist, und mit dem zweiten Durchgangsteil 72a verbunden ist, vier Ölrillen 72c, die an einer inneren Oberfläche der Zentralbohrung 42a des Rotorelements 42 ausgebildet sind, und die mit der zwei ten Ölleitung 72b verbunden sind, und vier Öllöcher 72d, die in der hinteren Abdeckung 45 an gleichmäßig beabstandeten In tervallen ausgebildet sind, um die vier Ölrillen 72c jeweils mit den vier sich nach hinten erstreckenden Hydraulikkammern 65 zu verbinden.

Das elektromagnetische Schaltventil 75 ist von einem Typ der vier Anschlüsse und drei Betriebspositionen aufweist. Das heißt, durch die Bewegung einer Spule, die im Ventil 75 in stalliert ist, werden die ersten und zweiten Hydraulikleitun gen 71 und 72 ausgewählt mit den Versorgungs- und Abführlei tungen 73 und 74 verbunden, beziehungsweise die Verbindung zu diesen gelöst. Die Bewegung der Spule wird durch ein Steuer signal, das von der Motorsteuereinheit 3 ausgegeben wird, ge steuert (Taktsteuerung).

Durch das Verarbeiten von Informationssignalen von einem Kur belwinkelsensor und einem Luftflußmesser detektiert die Steu ereinheit 3 einen existierenden Betriebszustand des Motors. Durch das Verarbeiten von Informationssignalen von einem Kur belwinkelsensor und einem Nockenwinkelsensor detektiert die Steuereinheit 3 eine relative Winkelposition zwischen der Zeitsteuerscheibe 40 und der Antriebswelle 13.

In einem Anfangszustand, der auftritt, wenn der Motor stoppt, nimmt die Spule des Ventils 75 ihre am weitesten rechts lie gende Position an, wie das in Fig. 6 gezeigt ist. In diesem Zustand ist die Zuführleitung 73 mit der zweiten Hydraulik leitung 72 verbunden, und zur selben Zeit ist die Abführlei tung 74 mit der ersten Hydraulikleitung 71 verbunden. Somit wird der Hydraulikdruck in den vier sich nach hinten erstreckenden Hydraulikkammern 65 nicht geändert, während der Hydraulikdruck in den vier sich nach vorn erstreckenden Hy draulikkammern 64 durch die Verbindung mit der Abführleitung 74 auf null reduziert wird. In diesem Zustand nimmt, wie man das aus Fig. 7 sieht, die Flügeleinheit 41 eine am weitesten links liegende Position oder am weitesten zurückgezogene Po sition an, bei der jeder Flügelteil 60 gegen eine rechte Seite der entsprechenden linken Unterteilungsrippe 51 des zy lindrischen Gehäuses 43 stößt. In diesem Zustand wird die Be triebsphase jedes Einlaßventils 12 auf einer zurückgezogenen Seite gesteuert.

In einem anfänglichen Zustand beim Starten des Motors wird die Flügeleinheit 41 in der am stärksten zurückgezogenen Po sition gehalten. In diesem anfänglichen Zustand ist der Hy draulikdruck in den in den zurückgezogenen Hydraulikkammer 65 relativ niedrig, so daß der Hydraulikdruck, der zur Druckauf nahmekammer 69 durch die Bohrung 67 geliefert wird, immer noch niedriger ist als die Kraft der Schraubenfeder 70, wo durch der Verriegelungsstift 68 im Eingriff mit dem Ein griffsloch 50' der hinteren Abdeckung 45 gehalten wird, wie das in Fig. 9 gezeigt ist. Somit wird die Flügeleinheit 41 im zylindrischen Gehäuse 43 verriegelt und behält die am mei sten zurückgezogene Winkelposition bei. Somit wird eine uner wünschte Vibration, die durch einen variierenden Hydraulik druck in den sich nach hinten erstreckenden Hydraulikkammern 64 verursacht wird, und ein variierendes Drehmoment, das durch die Antriebswelle 13 erzeugt wird, unterdrückt oder zu mindest minimiert. Dies verhindert die Erzeugung von Geräu schen, die durch die Aufprallen der Flügelteile 60 auf die Unterteilungsrippen 51 verursacht wird.

Nach dem Vergehen einer gewissen Zeit nach dem Start des Mo tors wird der Hydraulikdruck in der sich nach hinten erstreckenden Hydraulikkammer 65 erhöht, und zur selben Zeit wird der Hydraulikdruck in der Druckaufnahmekammer 69 erhöht. Somit wird der Verriegelungsstift 68 zurück gegen die Kraft der Schraubenfeder 70 bewegt, und schließlich wird, wie das in Fig. 8 zu sehen ist, der Verriegelungsstift 68 aus dem Eingriffsloch 50' der hinteren Abdeckung 45 gezogen. Darauf hin löst sich der verriegelte Zustand zwischen der Flügelein heit 41 und dem zylindrischen Gehäuse 43 und dies ermöglicht eine freie Drehung der Flügeleinheit 41 im Gehäuse 43.

Wenn die Spule (siehe Fig. 6) des Schaltventils 75 in ihre am weitesten links liegende Position in der Zeichnung bewegt wird, wird die Zuführleitung 73 mit der ersten Hydrauliklei tung 71 verbunden, und zur selben Zeit wird die Abführleitung 74 mit der zweiten Hydraulikleitung 72 verbunden. Somit wird in diesem Zustand der Hydraulikdruck in der sich nach hinten erstreckenden Hydraulikkammer 65 durch die zweite Hydraulik leitung 72 und die Abführleitung 74 zur Ölwanne geführt, und zur selben Zeit wird der Hydraulikdruck von der Ölpumpe in die sich nach vorn erstreckende Hydraulikkammer 64 durch die Zuführleitung 73 und die erste Hydraulikleitung 71 geführt. Daraufhin wird die Flügeleinheit 41 im Uhrzeigersinn in Fig. 7, das heißt in einer voreilenden Richtung, gedreht, und so mit wird die Betriebsphase jedes Einlaßventils 12 zur vorei lenden Seite verschoben.

Wenn die Spule (siehe Fig. 6) des Schaltventils 75 in einer mittleren Position gehalten wird, so werden die erste und die zweite Hydraulikleitung 71 und 72 durch die Spule blockiert. Somit wird der Hydraulikdruck in der ersten und der zweiten Hydraulikkammer 33 und 34 des Stellglieds 30 verriegelt, so daß die Flügeleinheit 41 eine entsprechende mittlere Position einnimmt und die Betriebsphase jedes Einlaßventils 12 auf ei nem entsprechenden Wert hält.

Wie oben beschrieben wurde, kann im Betriebsphasenvariations mechanismus 2 durch das Ändern der Position der Spule des elektromagnetischen Schaltventils 75 gemäß dem Betriebszu stand des Motors die Flügeleinheit 41 in einer gewünschten mittleren Position gehalten werden. Das heißt, es kann, gemäß dem Betriebsphasenvariationsmechanismus 2 die Betriebsphase jedes Einlaßventils 12 variiert und auf einem gewünschten Wert unabhängig von der einfachen Struktur, die der Mechanis mus 2 aufweist, gehalten werden.

Wie man leicht aus Fig. 1 sieht, so sind die Einlaßven tilsteuervorrichtung der Erfindung, der Arbeitswinkelvariati onsmechanismus 1 und der Betriebsphasenvariationsmechanismus 2 an verschiedenen Positionen angeordnet, ohne daß es zwi schen ihnen Behinderungen gibt. Die Mechanismen 1 und 2 wer den durch eine gemeinsame Ölpumpe 9 betrieben, was eine der Bedingungen ist, um die Konstruktion der Einlaßventilsteuer vorrichtung zu vereinfachen.

Wie oben beschrieben wurde, weist die Auslaßventilsteuervor richtung im wesentlichen dieselbe Konstruktion wie die oben erwähnte Einlaßventilsteuervorrichtung auf. Das heißt, die obige Beschreibung der Einlaßventilsteuervorrichtung kann in gleicher Weise auf die Auslaßventilsteuervorrichtung mit Aus nahme des Typs der Ventile angewandt werden. Das heißt, im Fall der Auslaßventilsteuervorrichtung, sind die Ventile 12 (Fig. 1), die durch die Schwenknocken 20 betätigt werden, ein Paar Auslaßventile des zugehörigen Motors.

Für ein leichtes Verständnis werden die Arbeitswinkel- und Betriebsphasenvariationsmechanismen für die Auslaßventile mit (1) und (2) bezeichnet, und die Auslaßventile, die durch diese Mechanismen (1) und (2) betätigt werden, werden mit der Bezugszahl (12) bezeichnet.

Die Fig. 10A und 10B sind Darstellungen, die schematisch die Öffnungs-/Schließ-Zeiten der Einlaß- und Auslaßventile, wie sie durch eine erste Ausführungsform der Erfindung bereit gestellt werden, zeigen.

In dieser ersten Ausführungsform wird die Steuerung der Ein laßventile 12 dadurch ausgeführt, daß es der Steuereinheit 3 ermöglicht wird, den Arbeitswinkelmechanismus 1 und den Be triebsphasenvariationsmechanismus 2 für die Einlaßventile 12 zu steuern, und die Steuerung der Auslaßventile (12) wird ausgeführt, indem es der Steuereinheit 3 ermöglicht wird, den Betriebsphasenvariationsmechanismus (2) für die Auslaßventile (12) zu steuern.

Wie in Fig. 10A gezeigt ist, wird in einem mittleren Lastbe triebsbereich die Öffnungszeit des Einlaßventils 12 vor den oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs eingestellt, und die Schließzeit des Auslaßventils (12) wird nach dem oberen Tot punkt (TDC) des Ansaughubs eingestellt, so daß in der Nähe des oberen Totpunkts (TDC) des Ansaughubs eine Ventilüber schneidung der Größe "ΔD1" erzeugt wird. Dadurch wird eine gewisse Menge des internen AGR-Gases erhalten, was eine Re duktion des Pumpverlusts und eine Verbesserung beim Kraft stoffverbrauch bewirkt.

In einem sehr niedrigen Lastbetriebsbereich, wie einem Be reich der auftritt, wenn sich der Motor im Leerlauf befindet, wird dagegen eines solche Ventilüberschneidung aufgehoben, um die Stabilität der Verbrennung zu verbessern.

Somit wird im Fall einer schnellen Verschiebung des Motors vom mittleren Lastbetriebsbereich in den sehr niedrigen Last betriebsbereich, wie im Fall einer rapiden Verlangsamung der Motorgeschwindigkeit, eine schnelle Reduktion oder Aufhebung der Ventilüberschneidung benötigt.

Somit wird in der ersten Ausführungsform durch die benötigte schnelle Reduktion der Ventilüberschneidung die Öffnungszeit des Einlaßventils 12 auf den oberen Totpunkt (TDC) des An saughubs verzögert, und zur selben Zeit wird die Schließzeit des Auslaßventils (12) zum oberen Totpunkt (TDC) des Ansaug hubs nach vorn verlegt.

Für das Verzögern der Öffnungszeit des Einlaßventils 12 gibt es zwei Verfahren, wobei ein Verfahren vom Arbeitswinkelva riationsmechanismus 1 für die Einlaßventile 12 ausgeführt wird, und das andere Verfahren vom Betriebsphasenvariations mechanismus 2 für die Einlaßventile 12 ausgeführt wird. Im Verfahren des Mechanismus 1 wird der Arbeitswinkel des Ein laßventils 12 reduziert, und im Verfahren des anderen Mecha nismus 2 wird die Betriebsphase des Einlaßventils 12 verzö gert.

Im Falle der Reduzierung des Arbeitswinkels des Einlaßventils 12 durch den Arbeitswinkelvariationsmechanismus 1 unterstüt zen die Ventilfedern des Einlaßventils 12 die benötigte Ar beit des Mechanismus 1, und somit erhält man eine zufrieden stellende Ansprechempfindlichkeit bei der Arbeitswinkelände rung durch den Mechanismus 1. Somit wird, wenn eine rapide Verschiebung vom mittleren Lastbetriebsbereich in den sehr niedrigen Lastbetriebsbereich benötigt wird, der Arbeitswin kelvariationsmechanismus 1 betätigt, um den Arbeitswinkel des Einlaßventils 12 zu reduzieren, während der Betrieb des Be triebsphasenvariationsmechanismus 2 gestoppt wird. Damit wird die Öffnungszeit des Einlaßventils 12 schnell verzögert.

Im Fall des Vorstellens der Schließzeit des Auslaßventils (12) wird hingegen der Betriebphasenvariationsmechanismus (2) betätigt. In diesem Mechanismus (2) wird, da die Kurbelwelle oder die Antriebswelle (13) konstant mit einer gewissen Dreh kraft beaufschlagt wird, für das Vorstellen der Betriebsphase ein gewisser Hydraulikdruck benötigt, der die Drehkraft der Antriebswelle (13) überwindet. Somit wird beim schnellen Ver schieben vom mittleren Lastbetriebsbereich in den sehr nied rigen Lastbetriebsbereich der Hydraulikdruck sofort zum Be triebsphasenvariationsmechanismus (2) geführt, um sofort und wirksam den Mechanismus (2) zu betätigen. Damit wird die Schließzeit des Auslaßventils (12) schnell nach vorn ver stellt.

Das heißt, bei der Notwendigkeit der oben erwähnten schnellen Verschiebung wird eine Verzögerung der Öffnungszeit der Ein laßventile 12 durch den Arbeitswinkelvariationsmechanismus 1 für die Einlaßventile 12 bewirkt, und zur selben Zeit wird eine Vorverstellung der Schließzeit des Auslaßventile (12) durch den Betriebsphasenvariationsmechanismus (2) erzielt.

Um einen solchen Betrieb zu ermöglichen, werden in der ersten Ausführungsform die folgenden Maßnahmen, die in Bezug auf die Fig. 4, 6 und 7 beschrieben werden, ergriffen.

Das heißt, bei einer notwendigen schnellen Verschiebung wird durch die Steuereinheit (siehe Fig. 4 und 6) ein Zustand erzeugt, in dem eine wirksame Schnittfläche einer ersten Hy draulikleitung (siehe Fig. 6 und 7), die sich von der Öl pumpe 9 zur sich vorwärts erstreckenden Hydraulikkammer 64 des Betriebsphasenvariationsmechanismus (2) führt, größer als eine wirksame Schnittfläche einer zweiten Hydraulikleitung (siehe Fig. 4), die sich von der Ölpumpe 9 zur ersten Hy draulikkammer 33 oder 34 des Arbeitswinkelvariationsmechanis mus 1 erstreckt, ist.

Insbesondere wird bei einer benötigten raschen Verschiebung das Tastverhältnis eines Steuersignals, das dem elektromagne tischen Schaltventil 75 (siehe Fig. 6) des Betriebsphasenva riationsmechanismus (2) zugeführt wird, auf den höchsten Wert (beispielsweise 100%) gesteuert, wobei dieser der höchsten Voreilung entspricht, und das Tastverhältnis eines Steuersi gnals, das dem Magnetventil 31 (siehe Fig. 4) des Arbeits winkelvariationsmechanismus 1 zugeführt wird, wird auf einen mittleren Wert, der höher als 0% ist, eingestellt. Wenn es gewünscht wird, kann die erste Hydraulikleitung jedoch so konstruiert werden, daß sie einen Fließwiderstand aufweist, der ausreichend kleiner als der der zweiten Hydraulikleitung ist.

Die Fig. 11A und 11B sind Darstellungen, die schematisch die Öffnungs-/Schließzeit der Einlaß- und Auslaßventile 12 und (12) zeigen, wie sie von einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung bereit gestellt werden.

Ähnlich der oben erwähnten ersten Ausführungsform wird die Steuerung der Einlaßventile 12 bei dieser zweiten Ausfüh rungsform ausgeführt, indem es der Steuereinheit 3 ermöglicht wird, die Arbeitswinkel- und Betriebsphasenvariationsmecha nismen 1 und 2 für die Einlaßventile 12 zu steuern, und die Steuerung der Auslaßventile (12) durchgeführt wird, indem es der Steuereinheit 3 ermöglicht wird, nur den Betriebsphasen variationsmechanismus (2) für die Auslaßventile (12) zu steu ern.

Wie in der Fig. 11A gezeigt ist, wird in einem mittleren Lastbetriebsbereich die Öffnungszeit des Einlaßventils 12 nach dem oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs eingestellt, und die Schließzeit des Auslaßventils (12) wird vor dem obe ren Totpunkt (TDC) des Ansaughubs festgesetzt, so daß in der Nähe des oberen Totpunkts (TDC) des Ansaughubs eine negative Ventilüberschneidung eines Grads "ΔD2" erzeugt wird. Damit bleibt eine gewisse Menge des Abgases im Zylinder in der Nähe des oberen Totpunkts (TDC) beim Ansaughub, so daß eine Reduk tion des Pumpverlusts und eine Verbesserung beim Kraftstoff verbrauch erzielt werden.

Im Falle einer schnellen Verschiebung des Motors vom mittle ren Lastbetriebsbereich zum sehr niedrigen Lastbetriebsbe reich wird eine schnelle Reduktion oder Aufhebung der negati ven Ventilüberschneidung benötigt, um eine stabile Verbren nung im sehr niedrigen Lastbetriebsbereich zu gewährleisten. Das heißt, wenn das Restgas im sehr niedrigen Lastbetriebsbe reich übrig bleibt, kann der Motor nicht stabil funktionie ren.

Somit wird in der zweiten Ausführungsform bei der benötigten schnellen Reduktion der negativen Ventilüberschneidung die Öffnungszeit des Einlaßventils 12 nach vorn auf den oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs verschoben, und zur selben Zeit wird die Schließzeit des Auslaßventils (12) zum oberen Tot punkt (TDC) des Ansaughubs verzögert.

Für das Vorverschieben der Öffnungszeit des Einlaßventils 12 gibt es zwei Verfahren, wobei ein Verfahren durch den Ar beitswinkelvariationsmechanismus 1 ausgeführt wird, und das andere Verfahren durch den Betriebsphasenvariationsmechanis mus 2 ausgeführt wird. Im Verfahren des Mechanismus 1 wird der Arbeitswinkel des Einlaßventils 12 erhöht, und im Verfah ren des anderen Mechanismus 2 wird die Betriebsphase des Ein laßventils 12 nach vorn verschoben.

Im Fall der Erhöhung des Arbeitswinkels des Einlaßventils 12 durch den Arbeitswinkelvariationsmechanismus 1 arbeitet die Ventilfeder des Einlaßventils 12 so, daß sie die benötigte Arbeit des Mechanismus 1 stört. Das heißt, das Erhöhen des Arbeitswinkels benötigt einen gewissen Hydraulikdruck, der die Federkraft der Ventilfeder überwindet. Dadurch wird die gewünschte Ansprechempfindlichkeit beim Erhöhen des Arbeits winkels nicht erwartet.

Im Fall der Vorverstellung der Betriebsphase des Einlaßven tils 12 durch das Verwenden des Betriebsphasenvariationsme chanismus 2 besteht dagegen eine Notwendigkeit für einen Hy draulikdruck, der die Drehkraft, die auf die Antriebswelle 13 ausgeübt wird, überwindet. Da jedoch im mittleren Lastbe triebsbereich der Arbeitswinkel relativ klein ist, ist die Drehkraft der Antriebswelle 13 ebenfalls klein, und somit wird der für die Betätigung des Mechanismus 2, damit dieser die Betriebsphase des Einlaßventils 12 vorverstellt, notwen dige Hydraulikdruck auf einen relativ kleinen Wert gesteuert.

Das heißt, bei einer gleichförmigen Energie, das heißt, unter dem gleichmäßigen Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 9 er zeugt wird, kann der Betriebsphasenvariationsmechanismus 2 eine höhere Ansprechempfindlichkeit beim Vorverstellen der Öffnungszeit des Einlaßventils 12 als der Arbeitswinkelvaria tionsmechanismus 1 zeigen. Somit wird bei einer benötigten schnellen Verschiebung vom mittleren Lastbetriebsbereich zum sehr niedrigen Lastbetriebsbereich der Betriebsphasenvariati onsmechanismus 2 betätigt, um die Betriebsphase des Einlaß ventils 12 vorzustellen, während der Betrieb des Arbeitswin kelvariationsmechanismus 1 gestoppt wird. Damit wird die Öff nungszeit des Einlaßventils 12 schnell nach vorn verstellt.

Dahingegen wird im Fall der Verzögerung der Schließzeit des Auslaßventils (12) der Betriebsphasenvariationsmechanismus (2) für die Auslaßventile (12) betätigt. Da in diesem Fall eine gewisse Drehkraft, die konstant auf die Auslaßnocken welle ausgeübt wird, die benötigte Bewegung des Auslaßventils (12) unterstützt, zeigt der Mechanismus (2) eine höhere An sprechempfindlichkeit beim Variieren (oder Verzögern) der Schließzeit des Auslaßventils (12) als der Mechanismus (1) beim Variieren (oder Vorverstellen) der Öffnungszeit des Ein laßventils 12.

Somit wird bei einer benötigten schnellen Verschiebung der Hydraulikdruck sofort dem Betriebsphasenvariationsmechanismus 2 zugeführt, um sofort und wirksam den Mechanismus 2 zu betä tigen. Damit werden das Vorverstellen der Öffnungszeit des Einlaßventils 12 und das Verzögern der Schließzeit des Aus laßventils (12) sofort und zur gleichen Zeit erzielt.

Das heißt, wie im Fall der oben erwähnten ersten Ausführungs form arbeitet bei einer benötigten schnellen Verschiebung die Steuereinheit 3 (siehe Fig. 4 und 6), um einen Zustand zu errichten, indem die wirksame Schnittfläche der ersten Hy draulikleitung (siehe Fig. 6 und 7), die sich von der Öl pumpe 9 zur vorderen Hydraulikkammer (64) des Betriebsphasen variationsmechanismus (2) für die Auslaßventile (12) er streckt, größer ist als die wirksame Schnittfläche der zwei ten Hydraulikleitung (siehe Fig. 4), die sich von der Öl pumpe 9 zur ersten oder zweiten Hydraulikkammer 33 oder 34 des Arbeitswinkelvariationsmechanismus 1 für die Einlaßven tile 12 erstreckt.

Insbesondere werden bei einer benötigten schnellen Verschie bung das Tastverhältnis des Steuersignals, das von der Steu ereinheit 3 dem Magnetventil 31 (siehe Fig. 4) zugeführt wird, und das des Steuersignals, das von der Steuereinheit 3 dem elektromagnetischen Schaltventil 75 (siehe Fig. 6) zuge führt wird, so gesteuert, daß sie den oben erwähnten Zustand aufbauen.

Gewöhnlicherweise wird im mittleren Lastbetriebsbereich der Arbeitswinkel des Einlaßventils 12 auf einen kleineren Wert als der des Auslaßventils (12) gesetzt. Somit wird beim Ver schieben vom mittleren Lastbetriebsbereich zum sehr niedrigen Lastbetriebsbereich die Hydraulikleistung, die vom Betriebs phasenvariationsmechanismus 2 benötigt wird, auf einen rela tiv kleinen Wert gesteuert, so daß eine wirksame Reduktion der negativen Ventilüberschneidung erzielt wird.

Die Fig. 12A und 12B sind Darstellungen, die schematisch die Öffnungs-/Schließzeit der Einlaß- und Auslaßventile 12 und (12), wie sie von einer dritten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung geliefert werden, zeigen.

In dieser dritten Ausführungsform wird die Steuerung der Ein laßventile 12 dadurch ausgeführt, daß man es der Steuerein heit 3 ermöglicht, den Betriebsphasenvariationsmechanismus 2 für die Einlaßventile 12 zu steuern, und die Steuerung der Auslaßventile (12) wird dadurch ausgeführt, daß man es der Steuereinheit 3 ermöglicht, die Arbeitswinkel- und Betriebs phasenvariationsmechanismen (1) und (2) für die Auslaßventile (12) zu steuern.

Wie man aus Fig. 12A sieht, wird in einem mittleren Lastbe triebsbereich die Öffnungszeit des Einlaßventils 12 nach dem oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs eingestellt, und die Schließzeit des Auslaßventils (12) wird vor den oberen Tot punkt (TDC) des Ansaughubs eingestellt, so daß in der Nähe des oberen Totpunkts (TDC) des Ansaughubs eine negative Ven tilüberschneidung in einem Grad "ΔD2" erzeugt wird. Somit werden eine Reduktion des Pumpverlusts und eine Verbesserung beim Kraftstoffverbrauch in einem solchen mittleren Lastbe triebsbereich erzielt.

Im allgemeinen wird im mittleren Lastbetriebsbereich der Ar beitswinkel des Auslaßventils (12) auf einen relativ hohen Wert eingestellt, um die Öffnungszeit des Auslaßventils (12) zum unteren Totpunkt (BDC) nach vorn zu verschieben.

Wie bei der oben erwähnten zweiten Ausführungsform wird bei einer benötigten Verschiebung vom mittleren Lastbetriebsbe reich zum sehr niedrigen Lastbetriebsbereich die Öffnungszeit des Einlaßventils 12 zum oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs nach vorn verstellt, und zur selben Zeit wird die Schließzeit des Auslaßventils (12) zum oberen Totpunkt (TDC) des Ansaug hubs hin verzögert, um die negative Ventilüberschneidung schnell zu reduzieren oder aufzuheben.

Für das Verzögern der Schließzeit des Auslaßventils (12) gibt es zwei Verfahren, wobei eines vom Arbeitswinkelvariationsme chanismus (1) und das andere Verfahren vom Betriebsphasenva riationsmechanismus (2) ausgeführt wird. Im Verfahren des Ar beitswinkelvariationsmechanismus (1) wird der Arbeitswinkel des Auslaßventils (12) erhöht, und im Verfahren des anderen Mechanismus (2) wird die Betriebsphase des Auslaßventils (12) verzögert.

Aus dem gleichen Grund, der bei der zweiten Ausführungsform erwähnt wurde, kann unter einer gleichmäßigen Energie, das heißt unter einem gleichmäßigen Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 9 erzeugt wird, der Betriebsphasenvariationsmechanis mus (2) eine höhere Ansprechempfindlichkeit bei der Verzöge rung der Schließzeit des Auslaßventils (12) als der Arbeits winkelvariationsmechanismus (1) zeigen. Somit wird bei einer benötigten schnellen Verschiebung vom mittleren Lastbetriebs bereich zum sehr niedrigen Lastbetriebsbereich der Betriebs phasenvariationsmechanismus 2 betätigt, um die Betriebsphase des Einlaßventils 12 nach vorn zu verschieben, und zur selben Zeit wird der Betriebsphasenvariationsmechanismus (2) betä tigt, um die Betriebsphase des Auslaßventils (12) zu verzö gern. Da die gewisse Drehkraft, die konstant auf die Auslaß nockenwelle ausgeübt wird, die benötigte Bewegung des Auslaß ventils (12) unterstützt, zeigt der Mechanismus (2) eine hö here Ansprechempfindlichkeit beim Variieren (oder Verzögern) der Schließzeit des Auslaßventils (12) als der Mechanismus 1 beim Variieren (oder Vorverstellen) der Öffnungszeit des Ein laßventils 12.

Somit wird bei einer benötigten schnellen Verschiebung der Hydraulikdruck sofort zum Betriebsphasenvariationsmechanismus 2 geführt, um den Mechanismus 2 sofort und wirksam zu betäti gen. Damit werden das Vorverstellen der Öffnungszeit des Ein laßventils 12 und das Verzögern der Schließzeit des Auslaß ventils (12) sofort zur selben Zeit erzielt.

Wie in den oben erwähnten ersten und zweiten Ausführungsfor men arbeitet bei einer benötigten schnellen Verschiebung die Steuereinheit 3 (siehe Fig. 4 und 6), um einen Zustand aufzubauen, in dem die wirksame Schnittfläche der ersten Hy draulikleitung (siehe Fig. 6 und 7), die sich von der Öl pumpe 9 zur vorderen Hydraulikkammer 64 des Betriebsphasenva riationsmechanismus 2 für die Einlaßventile 12 erstreckt, größer ist als die wirksame Schnittfläche einer zweiten Hy draulikleitung (siehe Fig. 4), die sich von der Ölpumpe 9 zur rückwärts erstreckenden Hydraulikkammer (65) des Be triebsphasenvariationsmechanismus (2) für die Auslaßventile (12) erstreckt.

Insbesondere wird bei einer schnellen Verschiebung vom mitt leren Lastbetriebsbereich zum sehr niedrigen Lastbetriebsbe reich, das heißt, bei einer rapiden Verlangsamung des Motors die eingesaugte Luft durch die Reduktion der Motorgeschwin digkeit reduziert, was eine Verzögerung der Öffnungszeit des Auslaßventils (12) durch einen sogenannten innerten Auslaßef fekt bewirkt. Wie oben beschrieben wurde, wird in der dritten Ausführungsform für das Reduzieren oder Aufheben der negati ven Ventilüberschneidung die Betriebsphase des Auslaßventils (12) durch den Betriebsphasenvariationsmechanismus (2) verzö gert, und zur selben Zeit wird die Öffnungszeit des Auslaß ventils (12) zum unteren Totpunkt (BDC) hin verzögert. Das heißt, in der dritten Ausführungsform besteht bei der schnel len Verschiebung keine Notwendigkeit für die Betätigung des Arbeitswinkelvariationsmechanismus (1) für die Auslaßventile (12), und somit wird Energie eingespart.

Die Fig. 13A und 13B sind Darstellungen, die schematisch die Öffnungs-/Schließzeit von Einlaß- und Auslaßventilen 12 und (12) zeigen, wie sie von einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung geliefert werden.

Die vierte Ausführungsform ist im Grunde dieselbe Ausfüh rungsform wie die oben erwähnte dritte Ausführungsform, wobei es die folgenden Ausnahmen gibt.

Das heißt, in der vierten Ausführungsform wird, wie man das leicht versteht, wenn man die Fig. 13A und die Fig. 12A vergleicht, im mittleren Lastbetriebsbereich der Arbeitswin kel des Auslaßventils (12) auf einen kleineren Wert als im Fall der dritten Ausführungsform eingestellt, und die Öff nungszeit des Auslaßventils (12) wird nahe oder leicht nach dem unteren Totpunkt (BDC) eingestellt.

Bei einer benötigten Verschiebung vom mittleren Lastbetriebs bereich in den sehr niedrigen Lastbetriebsbereich durch eine rapide Reduktion der Motorgeschwindigkeit wird die Betriebs phase des Einlaßventils 12 durch den Betriebsphasenvariati onsmechanismus 2 für die Einlaßventile 12 nach vorn verscho ben, und zur selben Zeit wird die Betriebsphase des Auslaß ventils (12) durch den Betriebsphasenvariationsmechanismus (2) für die Auslaßventile (12) verzögert, ohne den Arbeits winkel des Auslaßventils (12) durch den Arbeitswinkelvariati onsmechanismus (1) für die Auslaßventile (12) zu variieren. Dies ist ähnlich dem Vorgehen in der dritten Ausführungsform.

Somit wird in der vierten Ausführungsform bei einer benötig ten schnellen Verschiebung vom mittleren Lastbetriebsbereich in den sehr niedrigen Lastbetriebsbereich die negative Ven tilüberschneidung wirksam und schnell reduziert oder aufgeho ben, wie im Fall der dritten Ausführungsform. Weiterhin wird, da die Öffnungszeit des Auslaßventils (12) in Übereinstimmung mit der Verzögerung der Schließzeit des Auslaßventils (12) verzögert wird, effektiv eine gewisse Motorbremswirkung bei der Reduktion der Motorgeschwindigkeit erzielt.

Der gesamte Inhalt der japanischen Patentanmeldung 2000- 262109 (die am 31. August 2000 eingereicht wurde) wird hier mit durch Bezugnahme eingeschlossen.

Obwohl die Erfindung oben in Bezug auf Ausführungsformen der Erfindung beschrieben wurde, ist die Erfindung nicht auf die oben beschriebenen Ausführungsformen begrenzt. Verschiedene Modifikationen und Variationen solcher Ausführungsformen kön nen durch Fachleute im Licht der obigen Beschreibung ausge führt werden.

Claims

1. Variable Ventilsteuervorrichtung einer Brennkraftmaschine, die Einlaß- und Auslaßventile (12, (12)) aufweist, umfassend:
einen IVWAV-Mechanismus (1), der einen Arbeitswinkel des Einlaßventils (12) variiert;
einen IVOPV-Mechanismus (2), der eine Betriebsphase des Einlaßventils (12) variiert;
einen EVOPV-Mechanismus ((2)), der eine Betriebsphase des Auslaßventils ((12)) variiert; und
eine Steuereinheit (3), die die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) in Übereinstimmung mit dem Be triebszustand der Brennkraftmaschine steuert, wobei die Steu ereinheit ausgebildet ist, um:
in einem mittleren Lastbetriebsbereich der Brennkraftma schine die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) so zu steuern, daß eine Ventilüberschneidung (ΔD1) erzielt wird, bei der es nahe dem oberen Totpunkt (TDC) des Ansaug hubs eine gewisse Zeitdauer gibt, während derer die Einlaß- und die Auslaßventile beide ihre geschlossenen Zustände an nehmen,
und im Fall der Verschiebung der Brennkraftmaschine vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbe triebsbereich, den IVWAV-Mechanismus (1) zu steuern, um den Arbeitswinkel des Einlaßventils zu reduzieren, um somit die Öffnungszeit des Einlaßventils zu verzögern, und den EVOPV- Mechanismus ((2)) zu steuern, um die Betriebsphase des Aus laßventils nach vorn zu verschieben, um somit die Schließzeit des Auslaßventils nach vorn zu verschieben.

2. Variable Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 1, in wel cher die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) durch eine gemeinsame Hydraulikquelle mit Leistung versorgt werden, und wobei die Steuereinheit konfiguriert ist, um: nach dem Verschieben aus dem mittleren Lastbetriebsbe reich in den sehr niedrigen Lastbetriebsbereich die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) so zu steuern, daß der Hydraulikdruck, der dem EVOPV-Mechanismus ((2)) zugeführt wird, einen höheren Wert zeigt als der, der den IVWAV- und IVOPV-Mechanismen (1, 2) zugeführt wird.

3. Variable Ventilsteuervorrichtung einer Brennkraftmaschine, die Einlaß- und Auslaßventile (12, (12)) aufweist, umfassend:
einen IVWAV-Mechanismus (1), der einen Arbeitswinkel des Einlaßventils variiert;
einen IVOPV-Mechanismus (2), der eine Betriebsphase des Einlaßventils variiert;
einen EVOPV-Mechanismus ((2)), der eine Betriebsphase des Auslaßventils ((12)) variiert; und
eine Steuereinheit (3), die die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) in Übereinstimmung mit dem Be triebszustand der Brennkraftmaschine steuert, wobei die Steu ereinheit ausgebildet ist, um:
in einem mittleren Lastbetriebsbereich der Brennkraftma schine die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) so zu steuern, daß eine negative Ventilüberschneidung (ΔD2) erzielt wird, bei der es nahe dem oberen Totpunkt des Ansaug hubs eine gewisse Zeitdauer gibt, während derer die Einlaß- und die Auslaßventile beide ihre geschlossenen Zustände an nehmen,
und im Fall der Verschiebung der Brennkraftmaschine vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbe triebsbereich, den IVOPV-Mechanismus (2) zu steuern, um die Betriebsphase des Einlaßventils (12) nach vorn zu verschie ben, um somit die Öffnungszeit des Einlaßventils nach vorn zu verschieben, und den EVOPV-Mechanismus ((2)) zu steuern, um die Betriebsphase des Auslaßventils zu verzögern, um somit die Schließzeit des Auslaßventils zu verzögern.

4. Variable Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 3, in wel cher die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) durch eine gemeinsame Hydraulikquelle mit Leistung versorgt werden, und wobei die Steuereinheit (3) konfiguriert ist, um: nach dem Verschieben aus dem mittleren Lastbetriebsbe reich in den sehr niedrigen Lastbetriebsbereich die IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) so zu steuern, daß der Hydraulikdruck, der dem IVOPV-Mechanismus (2) zugeführt wird, einen höheren Wert zeigt als der, der den IVWAV- und EVOPV-Mechanismen (1, (2)) zugeführt wird.

5. Variable Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 3, in wel cher die Steuereinheit konfiguriert ist, um: im mittleren Lastbetriebsbereich die IVWAV- und IVOPV- Mechanismen (1, 2) so zu steuern, daß der Arbeitswinkel des Einlaßventils kleiner als der des Auslaßventils ist.

6. Variable Ventilsteuervorrichtung einer Brennkraftmaschine, die Einlaß- und Auslaßventile aufweist, umfassend:
einen IVOPV-Mechanismus (2), der eine Betriebsphase des Einlaßventils (12) variiert;
einen EVWAV-Mechanismus ((1)), der einen Arbeitswinkel des Auslaßventils variiert;
einen EVOPV-Mechanismus ((2)), der eine Betriebsphase des Auslaßventils ((12)) variiert; und
eine Steuereinheit, die die IVOPV-, EVWAV- und EVOPV-Me chanismen (2, 1, (2)) in Übereinstimmung mit einem Betriebs zustand der Brennkraftmaschine steuert, wobei die Steuerein heit ausgebildet ist, um:
in einem mittleren Lastbetriebsbereich der Brennkraftma schine die IVOPV-, EVWAV- und EVOPV-Mechanismen (2, 1, (2)) so zu steuern, daß eine negative Ventilüberschneidung erzielt wird, bei der es nahe dem oberen Totpunkt des Ansaughubs eine gewisse Zeitdauer gibt, während derer die Einlaß- und die Auslaßventile beide ihre geschlossenen Zustände annehmen,
und im Fall der Verschiebung der Brennkraftmaschine vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbe triebsbereich, den IVOPV-Mechanismus (2) zu steuern, um die Betriebsphase des Einlaßventils nach vorn zu verschieben, um somit die Öffnungszeit des Einlaßventils nach vorn zu ver schieben, und den EVOPV-Mechanismus ((2)) zu steuern, um die Betriebsphase des Auslaßventils zu verzögern, um somit die Schließzeit des Auslaßventils zu verzögern.

7. Variable Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 6, in wel cher die Steuereinheit konfiguriert ist, um:
im mittleren Lastbetriebsbereich die EVWAV- und EVOPV- Mechanismen ((1), (2)) so zu steuern, daß die Öffnungszeit des Auslaßventils auf einen Punkt direkt vor dem unteren Tot punkt (BDC) eingestellt wird,
und beim Verschieben aus dem mittleren Lastbetriebsbe reich in den sehr niedrigen Lastbetriebsbereich den EVOPV-Me chanismus ((2)) zu steuern, um die Betriebsphase des Auslaß ventils zu verzögern, um somit die Öffnungszeit des Auslaß ventils auf den unteren Totpunkt (BDC) hin zu verzögern.

8. Variable Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 6, in wel cher die Steuereinheit konfiguriert ist, um:
im mittleren Lastbetriebsbereich die EVWAV- und EVOPV- Mechanismen ((1), (2)) so zu steuern, daß die Öffnungszeit des Auslaßventils auf einen Punkt nahe dem unteren Totpunkt (BDC) eingestellt wird,
und beim Verschieben vom mittleren Lastbetriebsbereich in den sehr niedrigen Lastbetriebsbereich den EVOPV-Mechanis mus ((2)) zu steuern, um die Betriebsphase des Auslaßventils ((12)) zu verzögern, um somit die Öffnungszeit des Auslaßven tils weg vom unteren Totpunkt (BDC) zu verzögern.

9. Variable Ventilsteuervorrichtung einer Brennkraftmaschine, die Einlaß- und Auslaßventile aufweist, umfassend:
mindestens einen IVWAV- oder EVWAV-Mechanismus (1,(1)), wobei der IVWAV-Mechanismus (1) funktioniert, um einen Ar beitswinkel des Einlaßventils zu variieren, und der EVWAV-Me chanismus ((1)) funktioniert, um einen Arbeitswinkel des Aus laßventils zu variieren;
einen IVOPV-Mechanismus (2), der eine Betriebsphase des Einlaßventils variiert;
einen EVOPV-Mechanismus ((2)), der eine Betriebsphase des Auslaßventils variiert; und
eine Steuereinheit, die den aus den IVWAV- und EVWAV-Me chanismen (1, (1)) ausgewählten Mechanismus und die IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (2, (2)) in Übereinstimmung mit einem Betriebszustand der Brennkraftmaschine steuert, wobei die Steuereinheit ausgebildet ist, um:
in einem mittleren Lastbetriebsbereich der Brennkraftma schine den aus den IVWAV- und EVWAV-Mechanismen (1, (1)) aus gewählten Mechanismus und die IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (2, (2)) so zu steuern, daß eine Ventilüberschneidung oder eine negative Ventilüberschneidung nahe dem oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs entsteht,
und im Fall der Verschiebung der Brennkraftmaschine vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbe triebsbereich, den IVWAV-Mechanismus (1) oder den IVOPV-Me chanismus (2) zu steuern, um die Öffnungszeit des Einlaßven tils (12) auf den oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs zu verschieben, und den EVWAV-Mechanismus ((1)) oder den EVOPV- Mechanismus ((2)) zu steuern, um die Schließzeit des Auslaß ventils zum oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs zu verschie ben.

10. Variable Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 9, in wel cher jeder der IVWAV- und EVWAV-Mechanismen (1, (1)), folgen des umfaßt:
eine Antriebswelle (13), die zusammen mit einer Kurbel welle der Brennkraftmaschine gedreht wird;
einen Schwenknocken (20), der drehbar um diese Antriebs welle angeordnet ist, wobei der Schwenknocken das Einlaß- oder Auslaßventil (12, (12)) öffnet oder schließt, wenn er geschwenkt wird;
einen exzentrischen Nocken (15), der exzentrisch an der Antriebswelle befestigt ist, so daß er sich mit ihr dreht;
eine erste Verbindung (25), die drehbar auf dem exzentrischen Nocken angeordnet ist;
eine Steuerwelle (16), die sich parallel zur Antriebs welle erstreckt;
ein Steuernocken (17), der exzentrisch an der Steuer welle befestigt ist, so daß er sich mit ihr dreht;
ein Ventilkipphebel (18), der drehbar auf dem Steuernocken angeordnet ist, und der ein Ende aufweist, das drehbar mit einem Ende der ersten Verbindung verbunden ist; und
eine zweite Verbindung (26), die ein Ende aufweist, das drehbar mit dem anderen Ende des Ventilkipphebels verbunden ist, und deren anderes Ende drehbar mit dem Schwenknocken verbunden ist.

11. Variable Ventilsteuervorrichtung nach Anspruch 9, in wel cher jeder der IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (2, (2)) folgen des umfaßt:
ein zylindrisches hohles Element (43), das vordere und hintere Abdeckungen (44, 45), die hermetisch an den vorderen und hinteren Enden des hohlen Elements befestigt sind, auf weist, wobei das zylindrische hohle Element so ausgebildet ist, daß es durch die Kurbelwelle der Brennkraftmaschine ge dreht wird;
eine Vielzahl von Unterteilungsrippen (51), die auf ei ner inneren zylindrischen Oberfläche des zylindrischen hohlen Elements in gleichmäßig beabstandeten Intervallen angeordnet sind, so daß jeweils identische Räume zwischen zwei benach barten Unterteilungsrippen gebildet werden;
eine Flügeleinheit (41), die eine Vielzahl von Flügelteilen (60), die in gleichmäßig beabstandeten Interval len angeordnet sind, aufweist, wobei diese Flügeleinheit drehbar im zylindrischen hohlen Element angeordnet ist, so daß jeder Flügelteil den entsprechenden identischen Raum in erste und zweite Hydraulikkammern (64, 65) unterteilt, wobei die Flügeleinheit koaxial mit einer Antriebswelle verbunden ist, so daß sie sich mit ihr dreht, wobei diese Antriebswelle zusammen mit der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine gedreht wird;
eine erste Hydraulikleitung (71), die fluidmäßig mit der ersten Hydraulikkammer (64) verbindbar ist; und
eine zweite Hydraulikleitung (72), die fluidmäßig mit der zweiten Hydraulikkammer (65) verbindbar ist.

12. Verfahren zur Steuerung des Betriebs einer Brennkraftma schine, die Einlaß- und Auslaßventile (12, (12)), einen IVWAV-Mechanismus (1), der einen Arbeitswinkel des Einlaßven tils variiert, einen IVOPV-Mechanismus (2), der eine Be triebsphase des Einlaßventils variiert, und einen EVOPV-Me chanismus ((2)), der eine Betriebsphase des Auslaßventils va riiert, aufweist, umfassend:
Steuern der IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) im mittleren Lastbetriebsbereich der Brennkraftmaschine, um eine Ventilüberschneidung zu erzielen, bei der es nahe dem oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs eine gewisse Zeitdauer gibt, während der die Einlaß- und die Auslaßventile beide ihre offenen Zustände annehmen;
im Fall der Verschiebung der Brennkraftmaschine vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbe triebsbereich Steuern des IVWAV-Mechanismus (1), um den Ar beitswinkel des Einlaßventils (12) zu reduzieren, um somit die Öffnungszeit des Einlaßventils zu verzögern, und den EVOPV-Mechanismus ((2)) zu steuern, um die Betriebsphase des Auslaßventils nach vorn zu verschieben, um somit die Schließ zeit des Auslaßventils nach vorn zu verschieben.

13. Verfahren zur Steuerung einer Brennkraftmaschine, die Einlaß- und Auslaßventile, einen IVWAV-Mechanismus (1), der einen Arbeitswinkel des Einlaßventils variiert, einen IVOPV- Mechanismus (2), der eine Betriebsphase des Einlaßventils va riiert, und einen EVOPV-Mechanismus ((2)), der eine Betriebs phase des Auslaßventils variiert, aufweist, umfassend:
Steuern der IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) im mittleren Lastbetriebsbereich der Brennkraftmaschine, um eine negative Ventilüberschneidung zu erzielen, bei der es nahe dem oberen Totpunkt des Ansaughubs eine gewisse Zeit dauer gibt, während der die Einlaß- und die Auslaßventile (12, (12)) beide ihre geschlossenen Zustände annehmen;
und im Fall der Verschiebung der Brennkraftmaschine vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbe triebsbereich Steuern des IVOPV-Mechanismus (2), um die Be triebsphase des Einlaßventils nach vorn zu verschieben, um somit die Öffnungszeit des Einlaßventils nach vorn zu ver schieben, und den EVOPV-Mechanismus ((2)) zu steuern, um die Betriebsphase des Auslaßventils zu verzögern, um somit die Schließzeit des Auslaßventils zu verzögern.

14. Verfahren zur Steuerung einer Brennkraftmaschine, die Einlaß- und Auslaßventile (12, (12)), einen IVOPV-Mechanismus (2), der eine Betriebsphase des Einlaßventils variiert, einen EVWAV-Mechanismus ((1)), der einen Arbeitswinkel des Auslaß ventils variiert, und einen EVOPV-Mechanismus ((2)), der eine Betriebsphase des Auslaßventils variiert, aufweist, umfas send:
Steuern der IVWAV-, IVOPV- und EVOPV-Mechanismen (1, 2, (2)) im mittleren Lastbetriebsbereich der Brennkraftmaschine, um eine negative Ventilüberschneidung zu erzielen, bei der es nahe dem oberen Totpunkt des Ansaughubs eine gewisse Zeit dauer gibt, während der die Einlaß- und die Auslaßventile beide ihre geschlossenen Zustände annehmen;
und im Fall der Verschiebung der Brennkraftmaschine vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbe triebsbereich Steuern des IVOPV-Mechanismus (2), um die Be triebsphase des Einlaßventils (12) nach vorn zu verschieben, um somit die Öffnungszeit des Einlaßventils nach vorn zu ver schieben, und den EVOPV-Mechanismus ((2)) zu steuern, um die Betriebsphase des Auslaßventils zu verzögern, um somit die Schließzeit des Auslaßventils zu verzögern.

15. Verfahren zur Steuerung einer Brennkraftmaschine, die Einlaß- und Auslaßventile (12, (12)), mindestens einen IVWAV- oder EVWAV-Mechanismus (1, (1)), wobei der IVWAV-Mechanismus (1) funktioniert, um einen Arbeitswinkel des Einlaßventils zu variieren, und der EVWAV-Mechanismus ((1)) funktioniert, um einen Arbeitswinkel des Auslaßventils zu variieren, einen IVOPV-Mechanismus (2), der eine Betriebsphase des Einlaßven tils variiert, und einen EVOPV-Mechanismus ((2)), der eine Betriebsphase des Auslaßventils variiert, aufweist, umfas send:
Steuern des aus den IVWAV- und EVWAV-Mechanismen (1, (1)) ausgewählten Mechanismus und der IVOPV- und EVOPV-Mecha nismen (1, 2, (2)) im mittleren Lastbetriebsbereich der Brennkraftmaschine, um eine Ventilüberschneidung oder eine negative Ventilüberschneidung nahe dem oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs zu erzeugen,
und im Fall der Verschiebung der Brennkraftmaschine vom mittleren Lastbetriebsbereich in einen sehr niedrigen Lastbe triebsbereich Steuern des IVWAV-Mechanismus (1) oder des IVOPV-Mechanismus (2), um die Öffnungszeit des Einlaßventils zum oberen Totpunkt (TDC) des Ansaughubs zu verschieben, und den EVWAV-Mechanismus (2) oder den EVOPV-Mechanismus ((2)) zu steuern, um die Schließzeit des Auslaßventils zum oberen Tot punkt (TDC) des Ansaughubs zu verschieben.