JP2005264942A - 弁戻し装置および弁戻し装置を備えたエンジン - Google Patents

Abstract

【課題】 弁に作用する戻し力を正確に調整可能で、しかも、応答性を向上させながら、特に、エンジン速度急変時の応答時間を低減させながら、バルブスラッシングのリスクをさらに低減可能な弁戻し装置を提供する。
【解決手段】 本発明は内燃機関の弁（２）を戻すための弁戻し装置（１）に関する。この弁戻し装置（１）は、弁（２）に固定され、かつ、シリンダー（１１）内に摺動するように装着されたピストン（１０）と、供給路（１３）を介してシリンダー（１１）に接続された加圧式流体供給器（１２）と、排出路（１６）を介してシリンダー（１１）に接続され、シリンダー（１１）内の圧力（Ｐ）を所定の最大圧力（Ｐ_Ｍ）に制限するように構成された圧力逃がし弁（１５）と、アフィン型の関係を利用して最大圧力（Ｐ_Ｍ）を供給圧力の関数として調整する手段（２５，１７，２４）を有している。本発明はまた、こうした弁戻し装置（１）を備えた内燃機関に関する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、内燃機関における弁の制御に関する。
特に、本発明は、弁を戻すための弁戻し装置、ならびに、同装置を備えた内燃機関に関するものである。

通常、内燃機関における給気弁、排気弁は、駆動軸と連動して回転させられるカムシャフトによって開閉される。
必要な瞬間に弁を開閉するためには、カムシャフト上の対応するカムに該弁が常に接触している必要がある。
そのため、エンジンには、各弁ごとに弁戻し装置が装備されている。各弁戻し装置は、該弁を常にその閉鎖位置へ向けて（すなわち、対応するカムへ向けて）付勢するバネから構成されている。

こうした弁戻し装置のほとんどは機械式のバネから成り、エンジン速度がそれほど速くない場合には、弁が対応するカムに接触した状態を常に維持する。
しかし残念ながら、機械式のバネには、エンジン速度が十分に上がると共振を始めるという大きな欠点がある。この「バルブスラッシング（valve thrashing）」現象によって、弁の前後運動がカムシャフトの回転運動から乖離することになる。
その結果として、かなりのパワー損失が生じる。

この問題を解決するため、様々な方法が提案されている。
例えば、剛性度の異なる複数のバネをそれぞれの弁に装備することにより、共振周波数を高めた弾性系を形成することが知られている。
この手法は、動作速度が中程度の量産エンジン（具体的には最高速度が８０００回転／分（ｒｐｍ）以下のエンジン）には適している。
しかしながら、この方法は、最高速度がしばしば１５０００ｒｐｍを越える小型オートバイやレーシングカーのエンジンには不十分である。
実際、こうした種類のエンジンでは、弁に多様な戻しバネ装置を付してもバルブスラッシング現象が観察されている。

一部の高速エンジンでは、この問題を解決するため、機械式バネに代えて、高エンジン速度で共振を起きにくい気体バネにすることが提案されている。
例えば、以前に公開された仏国特許第２５２９６１６号（特許文献１）に、内燃機関用の気体式弁戻し装置が記載されている。
このシステムでは、弁ステムに固定され、かつ、密閉室を形成するシリンダー内に摺動可能な状態で装着されたピストンを備えている。密閉室内には圧縮性流体が保持され、圧縮性流体の圧力は、弁が完全閉鎖位置のときに最小となる。
しかしながら、このシステムは満足する効果をもたらしてはいるが、弁に作用する戻し力を制御することはできない。

米国特許第５２３３９５０号（特許文献２）には、弁を摺動可能状態に取り付けたシリンダー内の気体圧力を調整する手段を弁戻し装置に具備することが記載されている。
しかし、この文献で提案されている弁制御システムは、仏国特許第２５２９６１６号のシステムを改善するものであるが、その実施構造が比較的複雑であり、また、その応答性の低さがエンジン速度の急変時に問題となることが確認されている。

仏国特許第２５２９６１６号 米国特許第５２３３９５０号

本発明の目的は、弁に作用する戻し力を正確に調整可能で、しかも、応答性を向上しながら（具体的には、特に、エンジン速度急変時の応答時間を低減し）、バルブスラッシングのリスクをさらに低減可能な弁戻し装置を提案することによって、上記欠点を解決することである。

この目的を達成するため、本発明は、内燃機関用の弁を戻すための弁戻し装置を提供する。この弁戻し装置は、上記弁に固定され、かつ、シリンダー内を摺動するように装着されたピストンと、供給路を介してシリンダーに接続された加圧式流体供給器と、排出路を介してシリンダーに接続され、シリンダー内の圧力を所定の最大圧力に制限するように配された圧力逃がし弁と、アフィン型の関係（affine-type relationship）を利用して最大圧力を供給圧力の関数として調整する手段と、を備えている。

したがって、シリンダー内の圧縮流体によって形成される気体バネの剛性度を、エンジン速度のような、所定のパラメータの関数として線形に変化させることができる。
その結果、弁に作用する戻し力の調整が改善され、バルブスラッシングのリスクが低減される。

例えば、最大圧力は、以下のような関係を用いた供給圧力の関数とする：
Ｐ_M ＝ λＰ_A ＋ Ｐ₂
ここで：
Ｐ_Mは最大圧力、
λは定数、
Ｐ_Aは供給圧力、
Ｐ₂は定数である。

好適な実施例においては、圧力逃がし弁は、伸縮バネを備え、定数Ｐ₂が伸縮バネで決まる圧力逃し弁の定格圧力となるように構成することが好ましい。
上記の圧力関係を成立させるために、圧力逃がし弁は、例えば、分岐路を介して加圧流体供給器へ接続される。
また、逆止弁を供給路に配してもよく、その場合、分岐路は逆止弁の上流側で加圧流体供給器へ接続する。
加圧流体供給器は、エンジン速度のような、所定の１ないし複数のパラメータの関数として供給圧力を調整するように制御することができる。
例えば、エンジン速度が上昇すると供給圧力を上げるように加圧流体供給器を制御することが好ましい。
また、本発明は、上述の弁戻し装置を備えた内燃機関を提供する。

本発明は、弁に作用する戻し力を正確に調整でき、しかも、応答性を向上しながら、バルブスラッシングのリスクを低減できる弁戻し装置を提供する。
本発明の他の目的や利点は、添付図面を参照して以下の説明を読むことにより明らかになる。

図１〜６は、弁戻し装置の概略図であり、弁の１開閉サイクルを連続的に示している。
図７はインジケータダイアグラムで、弁の１開閉サイクルにおけるシリンダー内の圧力Ｐの変化がピストンの変位ｈの関数として示されている。
図８及び９は、それぞれ図７に類似のインジケータダイアグラムであるが、この場合は、供給圧力が調整されたときの複数の弁開閉サイクルを示している。

図１は、内燃機関の弁２を戻すための弁戻し装置１を示しているが、内燃機関については、弁が開閉する給気（または排気）ポートのみが図示されている。
図１からわかるように、弁２はステム４を有し、ステム４の一端は、給気ポート３の入り口を形成する弁座６に接するヘッド５になっている。

ステム５の他端は、カムフォロワーを形成する後端７である。後端７は、気体バネ８（後述）によってカムシャフトのカム９に押し付けられた状態に維持され、カムシャフトが回転することにより、弁２が開閉する。
弁２は、ピストン１０を備えている。ピストン１０は、弁ステム４に固定されるとともに、シリンダー１１内を摺動するように設置されている。

弁戻し装置１は、また、加圧流体供給器１２を備え、これは、逆止弁１４が設置された供給路１３を介してシリンダー１１と流路連通している。

弁戻し装置１は、さらに圧力逃がし弁１５を備える。圧力逃がし弁１５は、排出路１６を介してシリンダー１１と、また、分岐路１７を介して加圧流体供給器１２と流路連通している。分岐路１７は、図１〜６に示されているように、逆止弁１４よりも上流側で加圧流体供給器１２へ接続されている。

圧力逃がし弁１５は、ピストン１９を摺動可能な状態で設置したシリンダー１８を備えている。ピストン１９には、弁部材２０が固定されている。ピストン１９は、シリンダー１８を、互いに遮断された二つの部屋に分けている。すなわち、分岐路１７が通じている過圧室（超過圧力室）２１、および排出路１６と通気口２３が通じている膨張室２２である。通気口２３は、膨張室２２内の圧力を常に大気圧に等しくする。

ピストン１９は、弁部材２０が排出路１６を閉鎖する「閉鎖」位置（図１に示した位置）と、弁部材２０が排出路１６から離れて排出路１６を膨張室２２に連通させる「開放」位置（図３に示した位置）の間を移動するように配置されている。

ピストン１９の過圧室２１側の表面積をＳ_Ｐ，弁部材２０の排出路１６側の表面積をＳ_Ｓと表記する。

図１〜６から分かるように、圧力逃がし弁１５は、ピストン１９を常に閉鎖位置へ付勢する戻しバネ２４を備えている。

図１〜６に示した実施例では、加圧流体供給器１２は、流体路２６を介して加圧流体供給元（不図示）へ接続された圧力レギュレータを備えている。同レギュレータは、駆動軸の回転速度（Ｖ_Ｒとする）で表されるエンジン速度など、１ないし複数の所定のパラメータの関数として供給路１３内の圧力を変化させるように構成されている。

以下の記号を使用することにする。
Ｐ_Ａは、逆止弁１４の上流側における供給路１３内の供給圧力、および、分岐路１７内の供給圧力を示す。
Ｐ_１は、逆止弁１４の定格圧力を示す。
Ｐ_２は、ピストンに働くバネ２４の戻し力で決まる圧力逃がし弁１５の定格圧力を示す。
Ｐは、シリンダー１１内、逆止弁１４の下流側の供給路１３内、および、排出路１６内の圧力を示す。
Ｐ_ｍは、圧力Ｐの最小値を示し、以下の関係が成立する。
Ｐ_Ａ ＝ Ｐ_ｍ + Ｐ_１
λは、表面積Ｓ_ＰとＳ_Ｓの比（定数）を示す。
λ ＝ Ｓ_Ｐ／Ｓ_Ｓ
Ｐ_Ｍは、圧力Ｐの最大値を示し、過圧室２１内の圧力に対応しており、以下の関係が成立する。
Ｐ_Ｍ ＝ λＰ_Ａ + Ｐ_２
Ｐ_０は、大気圧を示す。

圧力逃がし弁１５は、シリンダー１１内の圧力Ｐを最大圧力Ｐ_Ｍに制限するように構成されている。すなわち、圧力Ｐが該最大圧力Ｐ_Ｍに達するかそれ以上になると、シリンダー１１からの流体が、過圧室２１内の圧力Ｐ_Ｍを補正する圧力を弁部材２０に加え、それによって、（最初、閉鎖位置にある）ピストン１９を開放位置へ向けて変位させ、排出路１６を膨張室２２に連通させようとする。

次に弁戻し装置１の動作を説明する。
図１では、弁は上死点（図７のＴＤＣ）にあり、弁座６に押し付けられており、給気ポート３を遮断している。
この位置では、シリンダー１１内の圧力と逆止弁１４の定格圧力の和（Ｐ＋Ｐ_１）は、供給圧力Ｐ_Ａ以下であり、逆止弁１４は開いて、Ｐ＝Ｐ_ｍとなり圧力が釣り合うまで開いている。
圧力が釣り合うと、逆止弁１４が再び閉じる（図２）。これは、図７のグラフのポイントＡに対応する。

次いでカム９が回転すると（図３）、弁２が開放位置に向かって移動するため、シリンダー１１内の流体を圧縮する。
圧力Ｐは、最大圧力Ｐ_Ｍに達するまで上昇する。これは、図７のグラフにおけるポイントＢに対応する。

この時点で、圧力逃がし弁１５内で圧力が平衡する。すなわち、ピストン１９が開放位置へ押され、排出路１６が膨張室２２に連通する。圧力Ｐはこうして最大圧力Ｐ_Ｍに維持される。
この状態は、図７のグラフにおけるポイントＢからＣまでの描線に対応し、カム９がシリンダー１１内の流体を圧縮する動きを行っている間、継続する（図４）。

弁２が下死点（ＢＤＣ）に到達すると、シリンダー１１内の流体はそれ以上圧縮されない。したがって、過圧室２１内の圧力Ｐ_Ｍによってピストン１９が閉鎖位置へ向かって十分に押され、弁部材２０は、排出路１６を再び遮断する（図５）。これは、図７のグラフにおけるポイントＣに対応する。

次いでカム９が回転すると、図６に示すように、シリンダー１１内の流体圧力によって形成される気体式戻しバネ８が働き、弁２が閉鎖位置に向かって上昇可能になる。これにより、カムフォロワー７とカム９の接触が維持される。その間、シリンダー１１内の流体が膨張する。これは、図７のグラフにおけるポイントＣからＤまでの描線に対応する。

この膨張はシリンダー１１内の圧力Ｐが最小値Ｐ_ｍに達するまで続き（図７のグラフにおけるポイントＤ）、逆止弁１４を開放する（図６）。
この状態（図７のグラフにおけるポイントＤからＡまでの描線に対応）は、弁２が上死点に再び達するまで継続する。弁２はカム９にしたがって流体を膨張させる方向に動くものの、シリンダー１１内の流体圧力は最小値Ｐ_ｍのまま一定に維持される。

弁２が上死点に達すると（図１）、上記のサイクルが再び始まる。
以上から分かるように、逆止弁１４と圧力逃がし弁１５を装備したことにより、シリンダー１１内の流体によって形成される気体式戻しバネ８が弁２に与える戻し力を、（最小圧力Ｐ_ｍと最大圧力Ｐ_Ｍにそれぞれ対応する）二つの値で定義される範囲内に制限することが可能になった。

弁の動きを最適化するためには（特にスラッシングを防止するためには）、気体バネ８の剛性度を１ないし複数の所定のパラメータの関数として変化させることが望ましい。

実際には、上記剛性度をエンジン速度の関数として変化させることが望ましい。具体的には、駆動軸の回転速度Ｖ_Ｒが上昇するにつれて気体式戻しバネ８の剛性度を上げることが望ましい。これにより、弁の応答性を上げ、また、スラッシングの生じる限界速度を上げることができる。

図８は、シリンダー１１内の流体圧力Ｐを、ピストン１０の変位ｈの関数として表わし、かつ、弁２の連続した３サイクルの開閉サイクルを示すグラフである。このサイクル間では、最初にエンジン速度の上昇に伴う供給圧力Ｐ_Ａの増大、次いで、エンジン速度の低下に伴う供給圧力Ｐ_Ａの低減が行われている。

最初に（ポイントＡ）、圧力Ｐは、初期供給圧力Ｐ_Ａに対応する最小圧力Ｐ_ｍ１である。この初期供給圧力Ｐ_Ａは、また、過圧室２１内の最大圧力Ｐ_Ｍ１にも対応している。
弁２の開放ステージは前述のとおりであり（ポイントＡとＢの間、実線）、圧力Ｐが最大圧力Ｐ_Ｍ１に達すると、圧力逃がし弁１５が作動する（ポイントＢとＣの間）。

流体膨張に相当する弁２の閉鎖ステージ（図８のグラフにおけるポイントＣとＤの間）では、エンジン速度が（任意量）上げられている。つまり、レギュレータ２５が供給圧力Ｐ_Ａを増加させている。
その結果、最小圧力が上がって新しい値Ｐ_ｍ２となり、最大圧力Ｐ_Ｍも同時に分岐路１７を介してＰ_Ｍ２と表記する新しい値となる。これらの新しい値Ｐ_ｍ２とＰ_Ｍ２は、いずれも、それまでの値であるＰ_ｍ１およびＰ_Ｍ１よりも大きい。

圧力Ｐが最小圧力Ｐ_ｍ２に達すると逆止弁１４が作動し、弁２が上死点に再び達するまで（図８のグラフにおけるポイントＡ’）、一定値Ｐ_ｍ２に維持される。
したがって、気体式戻しバネ８は前のサイクルに比べて変化し剛性度が高くなる。

弁の開放ステージは前述の通りである（ポイントＢ’〜Ｃ’，破線）。弁２の閉鎖ステージ（ポイントＣ’〜Ｄ’）では、エンジン速度が（任意量）下げられている。すなわち、レギュレータ２５が供給圧力Ｐ_Ａを低減し、最小圧力が新しい値Ｐ_ｍ３に、過圧室２１内の最大圧力が新しい値Ｐ_Ｍ３になる。新しい値はそれぞれ、初期値のＰ_ｍ１およびＰ_Ｍ１よりも小さい。

膨張中、圧力Ｐが値Ｐ_ｍ３（ポイントＤ’）に達すると、圧力逃がし弁１５が作動して、弁２が上死点（ポイントＡ”）に到達するまで、圧力Ｐをその一定値Ｐ_ｍ３に保つ（ポイントＤ’からＡ”）。

次いで、弁２の開放ステージが前述のように繰り返される（ポイントＡ”〜Ｂ”次にポイントＢ”〜Ｃ”、鎖線）。ただし、気体バネ８の剛性度は前のサイクルよりも低い。
膨張中（ポイントＣ”〜Ｄ”）にエンジン速度が増加して初期値にもどるものと仮定されている。
したがって、レギュレータ２５が供給圧Ｐ_Ａを増大させ、最小圧力と最大圧力が初期値のＰ_ｍ１とＰ_Ｍ１となる。
圧力Ｐが最小値Ｐ_ｍ１に達すると（ポイントＤ”）、弁１４が作動して圧力Ｐが一定値に保持される（ポイントＤ”〜Ａ）。

図９は、弁２の開閉ステージを示し、この間、以下のことが連続して発生する：
− 開弁中にエンジン速度が急低下。急低下は、圧力Ｐが初期最大圧力Ｐ_Ｍ１に達する前、ただし、供給圧力Ｐ_Ａ調整後の新しい最大圧力Ｐ_Ｍ２を越えた後。
− 膨張中にエンジン速度が急上昇。急上昇は、圧力Ｐが、上記調整後の最小値Ｐ_ｍ２に達する前、ただし、供給圧力Ｐ_Ａ再調整後の新しい最小値Ｐ_ｍ３を下回った後。

最初に（ポイントＡ），最小圧力は値Ｐ_ｍ１で、弁２は上死点にある。
前述のように、カム９が回転し、シリンダー１１内の流体が圧縮される。しかし、圧力Ｐが最大値Ｐ_Ｍ１に達する前のある時点で（図９のグラフにおけるポイントＢ_１）、エンジン速度の急低下が生じ、レギュレータ２５が供給圧力Ｐ_Ａを低減するため、最小値と最大値がＰ_ｍ２とＰ_Ｍ２になる。これらは、いずれも初期値のＰ_ｍ１、Ｐ_Ｍ１よりも小さい値である。

超過圧力によって直ちに弁１５を開き、圧力Ｐは新しい最大圧力値Ｐ_Ｍ２に降下する（ポイントＢ_２）。
なお、図９のグラフでポイントＢ_１とＢ_２を結ぶ線分が直線で垂直になっているのは、システムの慣性を考慮していないためである。

サイクルはその後、前述と同じように進む。圧力Ｐは、下死点（ポイントＣ）に達するまで一定の値Ｐ_Ｍ２に維持される。下死点に達すると、圧力逃がし弁１５が閉じられて、サイクルは弁２を開放する開放ステージを開始する。

膨張中、圧力Ｐが現在の最小値Ｐ_ｍ２に達する前に（ポイントＤ_１）、エンジン速度が急上昇するため、レギュレータ２５が供給圧力を上昇させる。その結果、最小圧力が新しい値Ｐ_ｍ３となる。Ｐ_ｍ３は、本例における前の値Ｐ_ｍ１，Ｐ_ｍ２よりも大きい値である。

次いで逆止弁１４が作動して、圧力Ｐが新しい最小値Ｐ_ｍ３まで直ちに上昇する（ポイントＤ_２）。圧力Ｐは、上死点（ポイントＡ’）に達するまで、最小値Ｐ_ｍ３に維持される。
前述のように、システムの慣性を無視しているので、図９のグラフにおいてＤ_１とＤ_２を結ぶ線は直線で垂直になっている。

以上述べたたように、弁戻し装置１は、シリンダー１１内の最小圧力Ｐ_ｍだけでなく最大圧力Ｐ_Ｍを、供給圧力Ｐ_Ａの関数として調整することができる。
この調整ではアフィン型の関係が成立するため、気体バネ８の剛性度を、特に前述したように、エンジン速度の関数として正確に調整することができる。
前述したように、この調整は、圧力逃がし弁１５を加圧流体供給器１２へ直結しているため、簡単かつ速やかに実行される。
以上述べた構造では（特に分岐路１７と戻しバネ２４の存在により）、最大圧力Ｐ_Ｍを規定するアフィン型圧力関係式Ｐ_Ｍ＝λＰ_Ａ+Ｐ_２を簡単に確立することができる。

また、供給路１３に設置した逆止弁１４によって関係Ｐ_ｍ＝Ｐ_Ａ−Ｐ_１が実現されるため、最小圧力Ｐ_ｍも、アフィン型の関係によって規定される。
したがって、気体バネ８の剛性度を（前述したように）エンジン速度の関数として線形に変化させることが可能であるため、（最小圧力Ｐ_ｍを調整することによって）弁の剛性度を十分高くしてスラッシングを防ぐとともに、また、弁の剛性度を適度にして接触部品、具体的には弁後端部７と対応カム９に早期磨耗を回避することができる。

この発明の弁戻し装置の概略図であり、弁の１開閉サイクルを連続的に示す図。 この発明の弁戻し装置の概略図であり、弁の１開閉サイクルを連続的に示す図。 この発明の弁戻し装置の概略図であり、弁の１開閉サイクルを連続的に示す図。 この発明の弁戻し装置の概略図であり、弁の１開閉サイクルを連続的に示す図。 この発明の弁戻し装置の概略図であり、弁の１開閉サイクルを連続的に示す図。 この発明の弁戻し装置の概略図であり、弁の１開閉サイクルを連続的に示す図。 インジケータダイアグラムで、弁の１開閉サイクルにおけるシリンダー内の圧力Ｐの変化をピストンの変位hの関数として示す図。 インジケータダイアグラムで、供給圧力が調整されたときの複数の弁開閉サイクルを示す図。 インジケータダイアグラムで、供給圧力が調整されたときの複数の弁開閉サイクルを示す図。

符号の説明

１ 弁戻し装置、 ２ 弁、 ３ 給気ポート、 ４ ステム、 ５ ヘッド、
６ 弁座、 ７ 後端、 ８ 気体バネ、 ９ カム、 １０ ピストン、
１１ シリンダー、 １２ 加圧流体供給器、 １３ 供給路、 １４ 逆止弁、
１５ 圧力逃がし弁、 １６ 排出路、 １７ 分岐路、 １８ シリンダー、
１９ ピストン、 ２０ 弁部材、 ２１ 過圧室、 ２２ 膨張室、
２３ 通気口、 ２４ 戻しバネ、 ２５ レギュレータ、 ２６ 流体路。

Claims (10)

1. 内燃機関の弁（２）を戻すための弁戻し装置（１）であって、
   前記弁（２）に固定され、かつ、シリンダー（１１）内に摺動するように装着されたピストン（１０）と、
   供給路（１３）を介して前記シリンダー（１１）に接続された加圧流体供給器（１２）と、
   排出路（１６）を介して前記シリンダー（１１）に接続され、かつ前記シリンダー（１１）内の圧力（Ｐ）を所定の最大圧力（Ｐ_Ｍ）に制限するように構成された圧力逃がし弁（１５）と、
   アフィン型の関係を利用して前記最大圧力（Ｐ_Ｍ）を供給圧力の関数として調整する手段（２５，１７，２４）と、を有することを特徴とする弁戻し装置（１）。
2. 前記最大圧力（Ｐ_Ｍ）が、以下のような関係を用いた供給圧力の関数であることを特徴とする請求項１に記載の弁戻し装置（１）。
   Ｐ_M ＝ λＰ_A ＋ Ｐ₂
   ここで、Ｐ_Mは最大圧力、λは定数、Ｐ_Aは供給圧力、Ｐ₂は定数である。
3. 前記圧力逃がし弁（１５）は戻しバネ（２４）を備え、前記定数Ｐ₂は、前記戻しバネ（２４）で決まる前記圧力逃がし弁（１５）の定格圧力であることを特徴とする請求項２に記載の弁戻し装置（１）。
4. 前記圧力逃がし弁（１５）は、分岐路（１７）を介して前記加圧流体供給器（１２）に接続されていることを特徴とする請求項１、２又は３に記載の弁戻し装置（１）。
5. さらに供給路（１３）に配置された逆止弁（１４）を有することを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の弁戻し装置（１）。
6. 前記分岐路（１７）は、前記逆止弁（１４）よりも上流で前記加圧流体供給器（１２）へ接続されてなることを特徴とする請求項４及び５の記載を組み合わせた弁戻し装置（１）。
7. 前記加圧流体供給器（１２）は、１ないし複数の所定のパラメータの関数として供給圧力（Ｐ_A）を調整するように制御されることを特徴とする請求項１乃至６のいずれかに記載の弁戻し装置（１）。
8. 前記加圧流体供給器（１２）は、エンジン速度（Ｖ_Ｒ）の関数として前記供給圧力（Ｐ_A）を調整するように制御されることを特徴とする請求項７に記載の弁戻し装置（１）。
9. エンジン速度（Ｖ_Ｒ）が上昇した時に供給圧力（Ｐ_A）を上げるように前記加圧流体供給器（１２）が制御されることを特徴とする請求項８に記載の弁戻し装置（１）。
10. 請求項１乃至９のいずれかに記載の弁戻し装置（１）を備えたことを特徴とする内燃機関。

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