JP2004515681A

JP2004515681A - 油圧式弁駆動システムおよび方法

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Publication number: JP2004515681A
Application number: JP2002548287A
Authority: JP
Inventors: ターナー，クリストファー・ウェイン; ライマオ，ミゲル・アンジェロ; バビット，ガイ・ロバート
Original assignee: スターマン・インダストリーズ・インコーポレーテッド
Priority date: 2000-12-04
Filing date: 2001-11-30
Publication date: 2004-05-27
Also published as: EP1409853A2; US20020157623A1; WO2002046582A2; AU2002225937A1; WO2002046582A3; DE60118984T2; DE60118984D1; EP1409853B1

Abstract

内燃エンジンのための油圧式エンジン弁駆動システムおよび方法。本システムは、比例弁を使用して、エンジン弁位置を制御する油圧アクチュエータに流入出する作動流体の流量を調節する。比例弁の位置を高速弁によって制御して、エンジン弁の離座および着座速度を含む様々なエンジン弁のパラメータを制御する。エンジン弁の事象の間に、すべての弁を既知の開始位置に戻すことによって、比例弁の位置決めにおける誤差の蓄積を回避する。高速弁および比例弁にはスプール弁を使用し、かつエンジン弁にはスプリング・リターンおよび油圧リターンを使用する実施形態が開示される。比例弁中の特別に造形したスプールを設けることによって、エンジン弁動作に対する制御が向上する。他の様々な代替実施形態が開示される。

Description

【０００１】
発明の背景
１．発明の分野
本発明は内燃エンジンのための油圧弁駆動の分野に関する。
【０００２】
２．従来の技術
現時点において、本発明の対象であるピストン式内燃エンジンが、自動車、トラック、バス、および様々な他の可動型および静止型の動力システムで現在広く使用されている。このようなエンジンには、一般的なガソリン式およびディーゼル式エンジンばかりでなく、液体プロパンなどの異なる燃料で動作する同様なエンジンも含まれる。これらのエンジンは一般に、スプリングによって閉位置に押されかつエンジン・クランクシャフトによって駆動されるカムシャフトによって適切な時点で直接または間接に開く吸気および排気弁を使用している。２サイクル・ディーゼル・エンジンなどの２サイクル・エンジンでは、カムシャフトがエンジンのクランクシャフトと同期して回転するが、４サイクル・エンジンでは、カムシャフトが２対１の減速駆動システム（ギヤまたはチェーンまたはベルトなど）によって駆動されてエンジンのクランクシャフトの２分の１の速度で回転する。
【０００３】
エンジン弁のカムシャフトの駆動には歴史的にいくつかの利点があり、それが何十年もの間、このようなエンジンにおいてかなり汎用されることになった。特に、このようなカム駆動弁システムの現在の開発水準を考慮すれば、これらの利点には高い信頼性がある。また開発および生産量の状態を考慮すれば、カム駆動は相対的に経済性が優れている。カム駆動はまた、カムシャフト角に対する弁位置を決める滑らかな曲線を与えるようにカムを形成できるという利点がある。これによって、低エンジン回転数おいて、弁をかなり低速で離れさせ、低速初期開放だけでなく、低速で閉じるようにすることができ、その結果、生成される騒音が最小になる。またそれによって、エンジン回転数の動作域全体を通じて同じ弁タイミングを維持するのに必要な、高速エンジン回転時の弁の高速開放と高速閉成が得られる。
【０００４】
カム駆動弁システムには、ますます問題となってきているいくつかの制約もある。特に、最適弁タイミングがエンジンの動作域全体を通じて一定しない。例えば、あるエンジン回転数で最大出力となる弁タイミングは、別のエンジン回転数で最大出力となる弁タイミングと同じではない。したがって、古典的なカム駆動弁システムでは妥協的な弁タイミングを用いてエンジン動作条件の適度な範囲にわたって適度な性能を提供するが、他方では、皆無ではないにしても、これらのほとんどの条件に関して最適にはならない場合がある。さらには、エンジン排気ガスの見地から言えば、任意のエンジン回転数で最大出力となる弁タイミングが最適ではない場合がある。所与のエンジン回転数のいずれにおいても、最適弁タイミングは、エンジン負荷および可能性として空気の温度、空気圧、エンジン温度等々の他のパラメータに依存せざるを得ない。
【０００５】
近年、固定タイミング・カム式弁システムの制約のいくつかを補償しようとする機構が導入されるようになった。これらの機構には、エンジン回転数に伴って弁タイミング（しかし、カムシャフト角に関する弁開時間ではない）を変えるための機構および弁開時間を長くするための機構が含まれる。しかし、このような機構は、複雑になりがちであり、すべてのエンジン動作回転数で弁の開弁距離が固定され、かつ弁動作の最適化に着手できるための変動値の数および値域に限定がある。
【０００６】
最近では、弁駆動用の様々な油圧システムが提案されている。これらのシステムは、多様なエンジン動作パラメータの値域にわたってより柔軟に弁駆動パラメータを制御する可能性を提供する。本発明はこれらのシステムに関する改良である。
【０００７】
発明の概要
内燃エンジンのための油圧式エンジン弁駆動システムおよび方法。本システムは、比例弁を使用して、エンジン弁位置を制御する油圧アクチュエータに流入出する作動流体の流量を調節する。比例弁の位置を高速弁によって制御して、エンジン弁の離座および着座速度を含む様々なエンジン弁のパラメータを制御する。エンジン弁の事象の間に、すべての弁を既知の開始位置に戻すことによって、比例弁の位置決めにおける誤差の蓄積を回避する。高速弁および比例弁にはスプール弁を使用し、かつエンジン弁にはスプリング・リターンおよび油圧リターンを使用する実施態様が開示される。
【０００８】
エンジン弁動作に対する制御を向上させるために、比例弁に特別に形成したスプールを使用してスプール位置に対する流れ領域を形成する。これによって、可能なスプール位置の選択部分に対して、スプールの動きに対する流れ領域をより漸進的に制限することができて、スプールがその最大位置にあるとき、最大流れ領域を阻害することなく、このような領域にあるスプール位置の小さな誤差の効果を減少させる。
【０００９】
様々な他の代替実施形態が開示される。
【００１０】
好ましい実施形態の詳細な説明
本発明は、ピストン式内燃エンジン中の１つまたは複数の吸気弁または１つまたは複数の排気弁を動作させる油圧弁動作システムであり、本システムは、弁タイミング、弁開時間、開放の程度、および開閉速度における完全な柔軟性を提供する。これらおよび他のパラメータの望ましい値域にわたる動作を、すべてのエンジン動作条件に対して制御し、かつより重要なことであるが、それを最適化することができる。このような最適化はまた、前回の弁動作サイクル時の弁動作に基づいて弁動作を増分調節できることを含む。これは、吸気弁または排気弁の動作パラメータを制御するために、パイロット弁の使用により比例弁の位置を制御することによって実現する。この点に関して、本明細書および特許請求の範囲において「吸気弁」または「排気弁」と言う場合、この語句が使用されている文脈によって別途明確にされていなければ、内燃エンジンの１本のシリンダ用の１つまたは複数の吸気弁、あるいは内燃エンジンの１本のシリンダの１つまたは複数の排気弁を指す。本システムの典型的な実施形態を本明細書では時に「２段階」システムと呼ぶが、以下に詳細に説明する。
【００１１】
最初に図１を参照すると、本発明によるシステムの典型的な構成のブロック図が見られる。図１に例示する本システムを使用して吸気または排気弁を駆動することができる。このような２段階システムは、３方比例スプール弁２４に結合した２つの小型２方デジタル式ラッチング・スプール弁２０、２２を備えている。この比例スプール弁が、制御容積２６に流入出する流れ領域を制御する。この制御容積は、アクチュエータ２８に対して作用してエンジン弁３０の位置を調節する。この実施形態ではスプリング・リターン３２を使用して弁を閉じるが、引き続き説明するように、油圧で閉じる弁を備える実施形態も同様に使用することができる。
【００１２】
これらの２つの小型２方デジタル・ラッチング・スプール弁２０、２２（ここではパイロット弁と呼ぶ）は好ましくは同一の弁であり、かつ１９９７年６月２４日交付の「ＤｉｄｉｔａｌＴｗｏ，Ｔｈｒｅｅ，ａｎｄＦｏｕｒＷａｙＳｏｌｅｎｏｉｄＣｏｎｔｒｏｌＶａｌｖｅｓ」と題する米国特許第５，６４０，９８７号で開示されている２方弁に従うことが好ましく、その開示を参照により本明細書に組み込む。このような弁は、本発明で使用するように、２つの位置の間で動作可能な２連ソレノイド式高速磁気ラッチング・スプール弁である。第１位置によって第１ポートを第２ポートに結合して、これらの２つのポート間を流体連通し、かつ第２位置によって第１ポートと第２ポートの間の流体連通を遮断する。ポペット弁など他のタイプの弁も使用できるが、上記特許に開示されているタイプの弁が一般的に好ましく、それは、これらの弁では適正な制御が非常に高速であり、これらは磁気ラッチングなどが可能なために省エネルギーであり、かつ使用すれば、既に相対的に暖まっているそれらの動作環境においてさらに加熱するのを最小限にするために駆動完了を検知できるからである。（米国特許第５，７２０，２６１号および第５，９５４，０３０号を参照）。
【００１３】
図１の本発明の実施形態では、弁２０が、その第１位置にあるとき配管３４からドレイン配管またはタンク３７（大気圧など相対的に低圧にある）までの液流を許容し、それが第２位置にあるとき配管３４からドレイン３７までの液流を遮断する。弁２２は、それが第１位置にあるとき低圧レール３６から配管３４までの液流を許容し、それが第２位置にあるとき低圧レール３６から配管３４までの液流を遮断する。逆止弁２３は随意選択であり、通常はこの逆止弁へかかる差圧は弁を開く方向にはないので閉じている。しかし、それが備わることによって、一時的な圧力変動を減衰させかつ圧力変動おけるエネルギーの回復を助長する。
【００１４】
ここで図２を参照すると、図１の３方比例スプール弁２４の全体的な構造および機能を例示する図が見られる。この比例スプール弁は内部ハウジング４０中にスプール３８を含む。このハウジングが、外部ハウジング組立体（図示せず）内部に挿入され、Ｏリング溝４２中のＯリングによってポート１、２、３を相互に離し、かつ内部ハウジング４０の両端とも隔離する。外部ハウジング組立体は対応する流体接続部を有するとともに、図２のポート１、２、３として示した領域のそれぞれの近くに内部環状溝を含む。それぞれの溝は、内部ハウジング４０中のそれぞれの内部領域４４、４６、４８とそれぞれに流体連通するために内部ハウジング４０を通る穴に対するマニフォルド領域としての役割を果たす。それぞれのポートから、対応する内部領域４４、４６または４８までの流体連通が、典型的な実施形態では、貫通穴５０によってばかりでなく、その穴に直交してそれぞれのポートに対応した貫通穴５２を配置することによって実現している。
【００１５】
概略的に例示する図２のように、スプール３８は、スプールの左端にある有効領域Ａ_１を有するピストンとスプールの右側にある有効領域Ａ_２を有するピストンに対して作用する流体圧によって内部ハウジング４０中に位置決めされる。図２に特に例示するように、スプール３８は、本明細書では第１位置と呼ぶ右端の位置にある状態で示してある。その位置は、スプールを駆動するピストンの行程上にあるストップまたはスプール自体に作用するストップによって決まる。この位置では、スプール３８がポート３と２の間の流体連通を遮断しており、かつポート２と１の間の流体連通を許容している。明らかなことであるが、スプールがその左端の位置にあるとき、本明細書ではその第２位置と呼ぶが、ポート１と２の間の流体連通が遮断されかつポート２と３の間の流体連通が可能になる。
【００１６】
図１の２個の小型２方デジタル式ラッチング・スプール弁２０、２２を例として示すが、通常スプール弁では、隣接するポート間の流体連通は、スプールが一方の位置ありかつスプールが他方の位置に向かって最初に移動する間は遮断されていることになる。しかし、これらの２つの隣接するポートを結合する領域を分離している、ハウジング中のランドに関連したスプールのリリーフがランドを一旦ブリッジし始めると、これらの２つのポートに結合する領域間の流れ領域が確立し、その流れ領域はスプールがさらに移動するにつれて直線的に増加する。その流れ領域はスプールの全径の周囲の領域なので、一旦開き始めると、スプールが相対的に小さくさらに移動するだけで２つのポート間に相対的に大きな流れ領域が開かれることになる。
【００１７】
しかし、この３方比例スプール弁２４（図１）では、その細部のいくつかを図２に例示しているが、スプール位置に対する流れ領域を再形成するように、このようなスプール位置に対する流れ領域の変化を修正することができる。典型的な実施形態では、これを図３および４に例示するような態様で達成する。図３がスプール３８の斜視図であり、図４がスプール３８の中央ランドの一方の縁部の拡大図である。図３で分かるように、スプールの中央ランドは、この中央ランドのそれぞれの端部の回りに等間隔をおいて複数の切り溝５４を有し、これらの切り溝によって、スプールのランドの縁部が内部ハウジングのランドの縁部に達する前の、すなわちスプール弁の流れ領域が確立し始める通常のスプール位置で流れ領域が開き始める。
【００１８】
さらに、図４で分かるように、小さい段が、典型的な実施形態の３方比例スプール弁のスプール・ランドに形成してある。したがって、スプールが、内部ハウジングの内径中で緊密にすべり込む外径Ｄ_０を有する一方で、典型的なスプールの中央ランドの両端に追加的な直径Ｄ_１、Ｄ_２、Ｄ_３を有する。Ｄ_３はＤ_２よりも小さく、Ｄ_２はＤ_１よりも小さく、かつＤ_１はＤ_０よりも小さい。これによって、図５および６に例示するように、隣接するポート間の流体連通の開閉時に、スプール位置に対する流れ領域における非線形的な変化が与えられる。これらの図は、３方比例スプール弁中のスプール位置に対する、ポート１と２の間およびポート２と３の間におけるそれぞれの流れ領域を例示する。図５で分かるように、スプールが右端位置にあるとき、ポート１と２の間の流れ領域が最大であり、スプールの右側への最初の動きに対して、最初に相対的に大きな比率で減少し、次に別の移動部分に対してある比率で減少し、次いでスプール移動の残部に対してさらにある比率で実質的にゼロ流れ領域まで減少して、スプールが移動を約４０％完了するとき、ポート１と２の間の連通を基本的に遮断する。対照的に図６はポート２と３の間の流れ領域を示すが、それは図５の鏡像である。
【００１９】
図５および６からわかるように、本発明の典型的な実施形態では、スプールの最初の閉弁移動時の流れ領域の減少がスプール位置に対して大きな比率で生じ、スプールの位置が増進するにつれて流量の変化が減少して、スプールが移動距離の半ば手前まで達したときに実質的に流れ領域がゼロになり、それによって通常のスプール弁に特徴的な、スプール位置に対する流れ領域の関係を実質的に変更する。また、流れ領域は、最大スプール移動距離の２分の１に達する前に実質的にゼロになるので、ポート１と２の間およびポート２と３の間の流体連通は、スプールがその移動範囲のほぼ中央に位置するとき不能になる、すなわち、遮断される。例示した特定の典型的な実施形態に関しては、ポート１と２の間およびポート２と３の間の実質的な遮断は、スプール位置が、その移動距離の約４０％とその移動距離の約６０％の間のいずれかの地点にあるときに生じる。流れ領域の他の形状も使用可能であり、あるいは望ましければ何ら整形しなくてもよいことが明らかであるが、何らかの形状を使用して、スプールがその最大位置にあるとき、最大流れ領域を阻害せずに制限領域内のスプール位置における小さな誤差効果を減少させることが好ましい。
【００２０】
再び図１を参照すると、低圧レール３６中の流体が、それは、例として、２０から５０バールの圧力を有することができるが、３方比例スプール弁２４の右側に結合されて、ピストンの領域Ａ_２（図２）に対して作用しスプールをその左端位置に促す。
【００２１】
スプール弁２２が開きかつスプール弁２０が閉じていると仮定すると、低圧レール３６内の圧力が、配管３４に連通され、したがって比例スプール弁のスプール（図１および図２）を駆動するピストンの領域Ａ_１に対して作用する。領域Ａ_１は領域Ａ_２よりも大きいので、比例スプール弁のスプールがその右端位置に押されてポート１とポート２を結合し、出口に通じるチャンバ２６に結合して、弁リターン・スプリング３２が弁３０を閉位置に押しやることができる。領域Ａ_１は、Ａ_１−Ａ_２＝Ａ_２となるようにＡ_２の約２倍であることが好ましい。
【００２２】
２方弁２２が閉じかつ２方弁２０が開いている場合は、配管３４がドレイン３７に通じ、３方比例スプール弁のピストン領域Ａ_１（図２）に対して作用する圧力が実質的にゼロになる。しかし、スプール弁の領域Ａ_２に対して作用する圧力は、定圧レール３６の圧力に等しいので、そのためにスプールに対して不均衡な力が生成されてスプールをその左端位置に押しやる。この位置では、ポート２がポート３と流体連通しているので、高圧レール５６内の圧力が制御容積２６に連通して弁３０を押し開く。
【００２３】
例として、弁３０が半分開きかつスプール弁２０、２２が両方とも閉じている場合は、比例スプール弁のポート２がポート１および３から隔離されることになり、制御容積２６中の流体が閉じ込められて、弁３０をその現位置に維持する。最後に、２方スプール弁２０、２２は非常に高速の弁なので、比例スプール弁のスプールをその移動距離の最端部の任意の望ましい位置に急速かつ制御可能に配置し、したがって制御容積２６に流入出する流体の流量を可変的に制御するような態様で、これらのスプール弁を制御することができる。次いで、これによって開放の程度、開弁のタイミングおよび持続時間、弁の開閉速度の変化（その変化は互いに異なりかつ／またはエンジン動作条件に応じて異なり得る）、およびエンジンの毎分回転数に伴う最終閉弁速度などの弁３０の動作パラメータを完全に制御することができる。これによって低騒音動作に関する低エンジン毎分回転数における相対的に低速の閉弁が可能になると共に、依然として、高速エンジン動作回転数に必要な、エンジンの毎分回転数に伴う閉弁速度を増大させることもできる。
【００２４】
典型的な実施形態で使用する、低圧レール、高圧レール、およびドレインの中に流れる流体はエンジン作動オイルであるが、望ましければ他の流体を使用することもできる。弁３０の制御システム中の流量は、オイルの粘性、したがってオイルの温度、低圧レールと高圧レールの圧力などの様々なパラメータによって異なるので、図１の弁制御システムの動作によってこのような変動値を適切に補償しなければならない。一次近似値として、これらの変動値を適切にモデル化して、現在のエンジン動作パラメータ（回転速度、エンジン負荷、燃料の温度、気温、エンジン・オイルの温度、大気圧など）を考慮すれば、図１に示した制御システムは、エンジンのクランクシャフト角に伴う比例弁のスプール位置の望ましい変化に少なくとも近似的に合わせて弁２０、２２の動作継続時間を適切に変化させることができる。
【００２５】
典型的な実施形態では、小型のホール効果センサ５８を弁３０用の隣接するアクチュエータ２８に位置決めして、フィードバック信号をコントローラに供給する。したがって、弁動作サイクル時の弁の移動を監視しかつ利用して、この弁動作サイクルに関して弁２０、２２の動作を制御しかつ／またはこの弁動作サイクルに関してより正確に最適弁動作を実現するために、次回の弁動作サイクルにおいて修正を行うことができる。この点に関して、その時点の既存のエンジン動作条件および周辺条件に関する所定値として、または完了した弁動作の変更に関する１つまたは複数のエンジン性能特性に対する増分変化の効果による決定値として、あるいは両者の組合せとして、エンジンのクランク角に対する所定の弁位置の変化に、より適切に適合させること含めて様々な方法のいずれかによって、より最適な動作を決定することができる。
【００２６】
２つ（または２つ以上）の弁を単一の比例弁２４によって同時に駆動している場合は、位置センサ（ホール効果センサまたは他の位置センサ）などのセンサを弁の一方のみにまたは両方に使用可能であり、これらの信号の総和によって、これらの２つの弁位置変化のより適切な平均値を示し、かつ信号の差異によって動きの悪い弁などの障害を検出する。１個の（または複数の）位置センサが好ましいが、位置に変換するための積分時間は短いので、速度センサなど、他のタイプのセンサを使用することもできる。この点に関して、それぞれの弁動作サイクルの最後に、制御弁２２を駆動して配管３４を低圧レール３６に結合しかつ制御弁２０を駆動して配管３４をドレイン３７から連結解除し、スプール３８を図１に概略的に示す位置にあるストップまで移動させる。これによって、弁動作サイクルごとの所定のスプールおよびパイロット弁の開始点が与えられ、スプール弁位置の誤差が弁動作サイクルごとに蓄積することがない。所望であれば、センサを使用して比例スプール弁のスプール３８の位置を検知することもできるが、それは好ましくない。
【００２７】
したがって、２つの小型ラッチング弁２０、２２（本明細書では時にパイロット弁と呼ぶ）が、比例弁２４の位置を制御する。特に、供給パイロット弁２２によって、低圧レール３６（約２０から５０バール）と、比例３方弁を移動させるために使用する第１ピストンとの間の液体の流れを可能にする。逃がしパイロット弁２０によって、ピストンから大気圧の出口までの液流を可能にする。これらのパイロット弁を使用して、比例弁の位置を急速かつ正確に変化させることができる。比例弁の位置は、図５および６で注目した３つの流れ状態全体を通じて無限に変化し得る。すなわち、
状態１：高圧レール５６（約１００から２４０バール）からの高圧流体を高圧レールからエンジン弁駆動ピストン上方の制御容積２６まで流すことができる。
状態２：比例弁のスプール３８が強制停止位置の間の中央に位置し、エンジン弁駆動ピストン上方の制御容積中に流体を閉じ込めかつ油圧ロックを生成する。
状態３：エンジン弁駆動ピストン上方の制御容積２６中の流体を大気圧に通じさせる。
【００２８】
比例弁が状態２から状態３に移行するとき、高圧レール５６からの高圧流体がエンジン弁駆動ピストン上方の制御容積２６中へと通過できる領域が非線形的に増加する。（図６参照）。同様に、比例弁が状態２から状態１に移行するとき、流体がエンジン弁駆動ピストンの上方の制御容積２６からドレイン３７まで通過できる領域が非線形的に増加する（図５参照）。したがって、比例スプール弁の幾何学形状は高いゲインと低いゲインの領域を有するように設計されている。この低いゲインの領域が離座および着座速度に関する精密な制御を行い、他方で高いゲインの領域が最大エンジン弁速度を実現するのに必要な大きな流れ領域となる。これによって着座および離座時にエンジン弁のより正確な制御が助長される。適切な着座速度および弁のオーバラップをエンジン回転数および温度の全域を通して実現するように、これらの領域はより正確でなければならない。
【００２９】
典型的な油圧システムの機能をより適切に説明するために、以下の説明によって、完全なエンジン弁動作サイクルを通して本システムを調べ、ノーダル油圧シミュレーション（ｎｏｄａｌｈｙｄｒａｕｌｉｃｓｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ）からの結果を模倣する。この特定のシミュレーション・モデルには、低エンジン回転数におけるシミュレーションも実施したが、毎分６０００回転のエンジン回転数で、１００℃のＯＷ３０合成モータ・オイルを使用した。
【００３０】
典型的な弁の事象を以下のように説明することができる。最初に、（図１に例示するように）供給パイロット弁２２を開きかつ逃がしパイロット弁２０を閉ざす。これによって比例弁スプールを逃がし（右端）位置（状態３、図５および６）に保つ。特に、エンジン弁駆動ピストン容積２６と出口３７の間の流れ領域が最大値にあり（状態３、図６）、かつエンジン弁駆動ピストン制御容積と高圧レールの間の領域が閉じている（状態３、図５）。したがって、エンジン弁はリターン・スプリング３２によってその弁座に対して強制的に閉じられている。
【００３１】
開弁を開始すると、供給パイロット弁２２が開き、かつ逃がしパイロット弁２０が閉じる。これによって、比例スプール弁から出口までの液流が可能になる。したがって、比例スプールが状態３から移動を開始する。逃がしパイロット弁２０は、比例スプールが状態２を通過して状態１に移行するのに十分に長く開いたままになっている。しかし、比例弁は、状態１の低いゲインの領域におけるごく小さい流れ領域が高圧レール（図５）とエンジン弁駆動ピストン制御容積２６との間で開くまで移動できるだけである。その結果、エンジン弁が低速で離れる。このような離座速度は、比例弁の停止位置に応じて異なる。次いで、比例スプールが、高圧レールとエンジン弁駆動ピストンの制御容積の間でより大きな流れ領域を開ける位置まで移動するために、逃がしパイロット弁２０が再び開く。その結果、エンジン弁が最初に低速で離座した後で急速に開く。
【００３２】
ここでエンジン弁は、望ましい高さで、この特定の例では、１１ｍｍで停止しなければならない。このために、比例スプールは、エンジン弁上方の制御容積が油圧によってロックされる状態２にまで移動させられる。これは必要な時間の長さにわたって、逃がしパイロット弁２０を閉じかつ供給パイロット弁２２を開くことによって実現する。エンジン弁は、それが強制的に戻されるまでこの位置に留まることになる。この時点で、エンジン弁中の運動エネルギーが、制御容積中の流体とエンジン弁のリターン・スプリングの位置エネルギーへ完全に転換される。運動エネルギーと位置エネルギーの間のこのような交換は、制御容積が油圧によってロックされている間に数回発生するが、それによってエンジン弁位置のわずかな変動が生じる恐れがある。このような効果を抑制しかつ比例弁スプール中にいくらかの運動エネルギーを回復するために、エンジン弁アクチュエータの制御容積２６と高圧レール５６の間に、動作中に発生する恐れのある高圧スパイクを減衰するための逆止弁を配置することもできる。
【００３３】
次に、比例弁を状態３の高いゲインの領域まで移動させるほど十分に長く供給パイロット弁２０を再び開き、次いで少なくとも逃がしパイロット弁２２が再び開く前に閉じる。繰り返して言えば、この時点でエンジン弁制御容積２６と出口３７の間の流れ領域が最大値である。したがって、エンジン弁は弁スプリング中に保存されているエネルギーによってその弁座に向かって急激に加速されることになる。
【００３４】
弁を望ましい速度で着座させるためには、エンジン弁制御容積２６と出口３７を結合する流れ領域を制限しなければならない。これは、比例弁を状態３における低いゲインに再び位置決めするために、短時間逃がしパイロット弁２０をもう一度開くことによって実現する。このような着座速度は、この領域における比例弁の停止位置に応じて変化する。
【００３５】
これによって１エンジン弁サイクルが完了する。次の事象のためのシステムを準備するために、すべての構成要素をそれらの初期状態に再び位置決めすることになる。所定位置から外れている唯一の構成要素は比例弁である。供給パイロット弁２２を再び開き、比例弁を状態３における最大流れ領域の位置に戻す。これによってそれぞれの弁の事象の始まりにおける基準点が再び確立され、比例弁の位置決め誤差が弁サイクルごとに蓄積することがない。このような方式で、様々なエンジン回転数、負荷、および温度おける望ましい着座速度が、比例スプールが停止する位置を変更することによって実現可能である。これは所望ならば低圧レールの圧力を変更することによってさらに助長することが可能であり、したがって比例スプール弁のより精密な制御を達成することができる。
【００３６】
上に説明した本システムの１つのシミュレーションでは、図７に例示するように、２つの同心ピストンからなるエンジン弁アクチュエータを使用する。エンジン弁をそのストローク全体を通して駆動するために圧力にさらされる比較的大きな領域を有する１つのアクチュエータを使用する代わりに、機械的な停止位置に達する前にピーク速度を最初に実現するためのみに大型ピストン（ブースト・ピストン６０）を使用し、他方でストロークの残りを小型の入れ子式ピストン（駆動ピストン６２）を使用して達成する。特に、エンジン弁、具体的には排気弁がその弁座から離れ始めるとき、シリンダ内圧力が実質的に残存している。さらには、最大エンジン弁加速度もこの時点で必要になる。したがって、エンジン弁をそのストロークの初期部分を通して駆動するためにはより大きな力が必要であり、他方でストロークの残りに必要な力ははるかに小さい。本発明のシステムは、１つのアクチュエータのみを使用すれば同様に機能することになるので、２つの同心ピストン設計の使用に依存することはない。しかし、２つの同心ピストン設計は、弁サイクルごとの高圧レールからの流体が少なくてすみ、したがって弁動作に必要なエネルギーが少ない。
【００３７】
スプリング・リターン弁ではなく、図８に示すように、油圧によって戻すエンジン弁も使用可能である。この実施形態では、弁アクチュエータが断面領域Ａ_２を有するピストン・ロッド６６の上に断領域Ａ_１を有するピストン６４を備えている。チャンバ６８が高圧レールに恒久的に結合され、かつチャンバ７０が高圧レールと出口の間で比例弁によって切換可能である。したがって、最大開弁力は、高圧レールの圧力のＡ_２倍に等しく、かつ最大閉弁力は、高圧レールの圧力のＡ_１−Ａ_２倍に等しい。スプリング力とストロークの間の関数的な関係のために、より小さい直径のアクチュエータを備える油圧式戻し弁と本質的に同じ弁動力性能を実現することができる。
【００３８】
リターン・スプリングでは、ピーク・シリンダ圧に対して最大に加速するために大きな弁開放力が望ましいとき、スプリングの閉弁力は最小値にある。油圧による戻しでは、油圧式戻しエンジン弁の閉弁力は一定であり、したがって弁が着座しているときのスプリングの閉弁力よりも大きいことになる。したがって、機械的なスプリングに特徴的な力が、単一のピストン戻し機構よりもエンジン弁を戻すためには望ましい。
【００３９】
クローズド・センタ３方比例弁を使用する代わりに、クローズド・センタ４方比例弁（図９）を使用して油圧式の戻しシステムを構成することもできる。クローズド・センタ３方比例弁と同様に、その位置を３つの流れ状態全体を通して無限に変化させることができる。
状態１：高圧レールからエンジン弁駆動ピストン６４の上の制御容積７０まで高圧流体を流すことができると共に、エンジン弁駆動ピストン６４の下方で作用するチャンバ６８中の流体がタンクに通じている。
状態２：比例弁がその強制停止位置の間の中央に位置し、エンジン弁駆動ピストン上方の制御容積７０中とエンジン弁駆動ピストン下方の制御容積６８中に流体を閉じ込め、油圧ロックを生成する。
状態３：エンジン弁駆動ピストン上方の制御容積７０内の流体を大気圧に通じさせ、高圧流体を高圧レールからエンジン弁駆動ピストン６４下方の制御容積６８まで流す。
【００４０】
比例弁が状態２から状態１へ移行すると、高圧流体がエンジン弁駆動ピストン６４上方の制御容積７０中へと通過できる領域が非線形的に増加する（図５および６と同様に）。同時に、エンジン弁駆動ピストン６４下方の流体とタンクの間の流れ領域が非線形的に増加する。同様に、比例弁が状態２から状態３へ移行すると、流体がエンジン弁駆動ピストン６４上方の制御容積７０からタンクまで通過できる領域が非線形的に増加する。同時にエンジン弁駆動ピストン６４下方の流体と高圧レールの間の流れ領域が非線形的に増加する。
【００４１】
説明したすべてのシステムでは、制御容積に対抗するために比例弁は油圧力を使用する。別法として、比例弁はまた、スプリングを使用して対抗力の一部または全部を供給することもできる。
【００４２】
３方比例弁システムはいずれも従来技術で知られた復元システムを利用する。そのシステムを実装すれば、３方または４方比例弁を駆動するための低圧レールを復元システムの低圧供給源用に使用することができる。
【００４３】
本発明は、ディーゼル式やガソリン式エンジンだけでなく、代替燃料を動力源とする同様のエンジンに関しても多くの利点を有する。これらの利点には、
開弁および閉弁時期に関する無限の可変エンジン弁タイミング；
弁座からその最大リフト位置までの無限の可変エンジン弁開放の程度；
無限の可変弁開弁および閉弁継続時間が含まれる。
【００４４】
比例３方または４方弁は、弁離座および着座における精密な制御のための低いゲインの流れ領域を有する。それはまた、最大流量のための高いゲインの流れ領域を有し、エンジン弁の速度を増加させてエンジン・シリンダ内への空気流量を最大化することができる。
【００４５】
本システムによって、エンジン弁輪郭を非対称的にすることができる。
【００４６】
本システムは、レール圧に関係なくエンジン弁のスルー速度（ｓｌｅｗｒａｔｅ）を無限に変化させることができる。
【００４７】
本システムは、低速の離座および着座の必要がない。特に、弁は最大加速度で開き始めることができ、あるいは望ましい場合は最大速度で着座することもできる。
【００４８】
本システムはラッシュ調節の必要がなく、特に、
本システムは、熱膨張によるエンジン構成要素（特に弁トレイン構成要素）の増大に影響されずかつそれを補償することができる；
本システムは、弁座およびエンジン弁の摩耗によるエンジン弁の後退に影響されずかつそれを補償することができる；さらに
本システムは、初期の組立および製造許容誤差による弁トレイン構成要素間の許容誤差の積重なりに影響されずかつそれを補償することができる。
【００４９】
本システムは、温度、経年などによる作動流体の粘度の変化を補償することができる。
【００５０】
本システムは、エンジン・シリンダ中に空気を供給する合計時間の最適化が可能であり、したがってエンジン動作条件の全域で燃焼事象を最適化して、
最大出力；
低排出ガス；
燃料／空気の混合を制御することによる排出ガスの低減；
不要なシリンダ内空気の運動の抑制によるヒート・リジェクションの低減；
触媒点火を向上させ、始動時排気ガスを削減する高ＢＭＥＰ燃焼方式をもたらす。
【００５１】
本システムは、エンジン・ブレーキによって、特に制動中に噴射器を遮断しかつ圧縮ストロークの頂点で排気弁を開くことによって、圧縮エネルギーを消散させるように動作することができる。
【００５２】
エンジン・サイクルの変更が以下のように可能である。
２ストローク動作。
通常のエンジン動作サイクルから１対または複数対のストロークを排除することによる多ストローク動作（例として、２ストロークから４ストローク、４ストロークから６ストロークまたは８ストロークなど）、最小エネルギー損失および／または他の事情のために、弁がこれらのストローク対の間は制御されている。
本システムによる内部排気ガス再循環（ＥＧＲ）の実現、したがってＥＧＲ弁を除去することができる。
可変圧縮比。
ミラー・サイクル動作、すなわち、最大熱力学的効率のために高膨張率による最大シリンダ圧制御。
アトキンソン・サイクル動作。
不要なシリンダ内空気の運動の抑制によるヒート・リジェクションの低減。
触媒点火を向上させ、始動排ガスを削減する高ＢＭＥＰ燃焼方式。
クランキングの向上およびコールド・スタート。
始動時／低温アイドル時／高高度での運転時の白煙およびディーゼル「燃料」臭の低減。
高高度での補償。
自動車の負荷／運転サイクルに、より適合するための可変トルク曲線。
より快適な運転性、自動車に使用可能な燃料の経済性向上のために低速におけるトルクの増大を可能にする。
【００５３】
本システムは、逐次配分ポンプによってより効率的に動作する。
【００５４】
低圧レールをエンジン弁アクチュエータの戻り流量によって供給するアキュムレータと置き換えることができる。
【００５５】
エンジン弁において空気の流量調整ができるようにエンジン弁の動きを変更できるので、スロットル本体を排除することができる。
【００５６】
すべてのエンジン動作条件で過給機の動作を最適化することができる。
【００５７】
自動車燃料を節約するためにシリンダ動作を停止する。
【００５８】
本２段階システムは、非常に高いエンジン回転数（アイドル速度から毎分１０，０００回転まで）でエンジン弁を十分に制御することができる。さらには、弁の離座および着座の限界領域を正確かつ精密に制御すると共に、弁タイミング、継続時間および高さを無限に変えることができるという特徴を備えることができる。本システムはまた、すべてのエンジン回転数において弁タイミングおよび持続時間を調節して燃焼室に流入出する流量の動的効果を最大化することによって、エンジン回転数の全域を通じてエンジンのシリンダに供給できる空気量を顕著に増加させる能力を有する。
【００５９】
本発明の典型的な実施形態および様々な代替実施形態を本明細書において開示してきたが、本発明の趣旨および範囲から逸脱することなく、その形態および細部に様々な変更を加え得ることは当業者には明らかであろう。
【図面の簡単な説明】
【図１】
本発明によるシステムの典型的な構成を示すブロック図である。
【図２】
図１の３方比例スプール弁２４の一般的な構造および機能を示す図である。
【図３】
図２の比例弁のスプール３８を示す斜視図である。
【図４】
図３のスプール３８の中央ランドの縁部を示す拡大図である。
【図５】
高圧レールと弁アクチュエータのチャンバ２６の間における、比例弁２４によって備わるスプール位置に対する流れ領域をそれぞれに示すグラフである。
【図６】
弁アクチュエータのチャンバ２６と出口３７の間における比例弁２４によって備わるスプール位置に対する流れ領域をそれぞれに示すグラフである。
【図７】
本発明で使用可能な２つの同心ピストンからなるエンジン弁アクチュエータを示す断面図である。
【図８】
クローズド・センタ３方比例弁を使用する、油圧によって戻すエンジン弁を制御する本発明の一実施形態を示すブロック図である。
【図９】
クローズド・センタ４方比例弁を使用する、油圧によって戻すエンジン弁を制御する本発明の一実施形態を示すブロック図である。

Claims

油圧アクチュエータであって、その油圧アクチュエータ中の流体圧力によって弁を弁開位置に向かって促すために弁に対して配置された油圧アクチュエータと、
第１圧力下にある流体源を油圧アクチュエータに結合する第１位置と油圧アクチュエータを第２圧力下にある流体タンクに結合する第２位置との間で油圧によって移動可能なスプールを有し、第２圧力が第１圧力よりも小さい、比例スプール弁と、
第１位置と第２位置の間でスプール位置を油圧によって制御する電気制御式弁と、
弁を閉位置に戻す弁リターンとを備えるエンジン弁を開く装置。
スプール弁が、第１圧力下にある流体源を油圧アクチュエータから遮断する第１位置と、油圧アクチュエータを第２圧力下にある流体タンクから遮断する第２位置との間で第３の位置を有する、請求項１に記載の装置。
第２圧力が大気圧である、請求項１に記載の装置。
第１圧力下にある流体源と油圧アクチュエータ、および油圧アクチュエータと第２の圧力下にある流体タンクの間における流れのための、スプール位置に対する領域を形成するために、スプールの直径に段が設けられる、請求項１に記載の装置。
弁が２連ソレノイド式ラッチング・スプール弁を備える、請求項１に記載の装置。
エンジン弁を開く方法であって、
弁に対して配置した油圧アクチュエータを備えて油圧アクチュエータ中の流体圧力によって弁を弁開位置に促すステップと、
第１圧力下にある流体源を油圧アクチュエータに結合する第１位置と油圧アクチュエータを第２圧力下にある流体タンクに結合する第２位置との間で油圧によって移動可能なスプールを有する比例スプール弁に油圧アクチュエータを結合するステップであって、第２圧力が第１圧力よりも小さいステップと、
電気制御式弁によって第１位置と第２位置の間でスプールの位置を油圧によって制御するステップとを含む方法。