JP2006177342A - Internal combustion engine with variable drive valve driven by a single pumping piston and controlled by a single solenoid valve for each engine cylinder - Google Patents

Internal combustion engine with variable drive valve driven by a single pumping piston and controlled by a single solenoid valve for each engine cylinder Download PDF

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Abstract

【課題】単一のポンピングピストンによって駆動され、各エンジンシリンダに対して単一の電磁弁によって制御される可変駆動バルブを備えた内燃機関エンジンを提供する。
【解決手段】可変駆動バルブを備えた内燃機関エンジンにおいて、案内ブッシング22の中で滑動自在に取り付けられた駆動ピストン21を含むアクチュエータ組み立て体によって各可変駆動バルブが駆動される。駆動ピストン21と各バルブのステムとの間には、駆動ピストン21の案内ブッシング22の外側に位置決めされた補助油圧タペット400が配置される。その結果、補助油圧タペット400の外径にかかわらず、ブッシングは比較的小径に寸法構成することができる。単一のカム、単一のポンピングピストン16、及び単一の電磁弁24によって制御された一つの圧力チャンバによって、同じシリンダの吸気バルブが駆動される。
【選択図】図6
An internal combustion engine having a variable drive valve driven by a single pumping piston and controlled by a single solenoid valve for each engine cylinder.
In an internal combustion engine having a variable drive valve, each variable drive valve is driven by an actuator assembly including a drive piston 21 slidably mounted in a guide bushing. An auxiliary hydraulic tappet 400 positioned outside the guide bushing 22 of the drive piston 21 is disposed between the drive piston 21 and the stem of each valve. As a result, regardless of the outer diameter of the auxiliary hydraulic tappet 400, the bushing can be sized to a relatively small diameter. A single pressure chamber controlled by a single cam, a single pumping piston 16 and a single solenoid valve 24 drives the intake valve of the same cylinder.
[Selection] Figure 6

Description

本発明は以下のものを備えるタイプの、複数のシリンダを備えた内燃機関エンジンに関する。
すなわち、各吸気管及び排気管を制御するために閉位置の方にバルブにバイアスをかける戻しバネ手段をそれぞれ備える、各シリンダに対する少なくとも一つの吸気バルブ及び少なくとも一つの排気バルブと、
各タペットによってエンジンシリンダの吸気バルブ及び排気バルブを駆動するための少なくとも一つのカム軸と、
エンジンの一つ以上の動作パラメータの機能として可変駆動バルブの開きの時間及び動程を変更するように各電磁弁を制御するための電子制御手段と、
を備えて、
各吸気バルブは、前述の戻しバネ手段の作用に抗して動かされて、加圧流体チャンバを含む油圧手段の挿入によって、吸気バルブのタペットに接続されたポンピングピストンがその中に突出する各タペットによって可変駆動を行い、
前記加圧流体チャンバは、各タペットから可変駆動バルブを分離するとともに、各戻しバネ手段の作用によるバルブの迅速な閉止をもたらすために、電磁弁によってエグゾースト・チャンネルと接続可能であり、
前述の油圧手段は、案内ブッシングの中に滑動自在に取り付けられた、駆動ピストンを含む各可変駆動バルブのアクチュエータユニットをさらに備え、
可変体積チャンバに面する前記駆動ピストンは、加圧流体チャンバから可変体積チャンバへ流体が流れることだけを可能にする逆止め弁によって制御された第一の連通手段によって、及び、2つのチャンバ間で両方向に流れることを可能にする第二の連通手段によって、加圧流体チャンバと連通して、
前記油圧手段は、エンジン・バルブの閉止の最終段階で前記の第二の連通手段が狭くなることをもたらすことができる油圧ブレーキ手段をさらに備え、
補助油圧タペットが、個々の可変駆動バルブの駆動ピストンとバルブのステムとの間に配置されて、
前記補助油圧タペットは、
可変駆動バルブのステムの一つの端に接触する端壁を有する第一ブッシングと、
前記第一ブッシング内に滑動自在に取り付けられて、前記駆動ピストンの対応する端に接触する一つの端を有する第二ブッシングと、
前記ブッシングと前記駆動ピストンとの間に形成されて、前記第一チャンバに加圧流体を与えるための通路と連通している第一チャンバと、
前記第一ブッシングと前記第二ブッシングとの間に形成された第二チャンバと、
前記補助油圧タペットの前記第一チャンバだけから前記第二チャンバに流体が流れることを可能にするために前記第二ブッシングの壁にある通路を制御する逆止め弁と、
を備える。
The present invention relates to an internal combustion engine having a plurality of cylinders of the following type.
At least one intake valve and at least one exhaust valve for each cylinder, each comprising return spring means for biasing the valve toward the closed position to control each intake pipe and exhaust pipe;
At least one camshaft for driving the intake and exhaust valves of the engine cylinder by each tappet;
Electronic control means for controlling each solenoid valve to change the opening time and travel of the variable drive valve as a function of one or more operating parameters of the engine;
With
Each intake valve is moved against the action of the aforementioned return spring means, and each tappet from which a pumping piston connected to the intake valve tappet projects by insertion of hydraulic means including a pressurized fluid chamber. Variable drive by
The pressurized fluid chamber can be connected to the exhaust channel by a solenoid valve to separate the variable drive valve from each tappet and provide quick closing of the valve by the action of each return spring means;
The aforementioned hydraulic means further comprises an actuator unit for each variable drive valve, including a drive piston, slidably mounted in the guide bushing,
The drive piston facing the variable volume chamber is provided by a first communication means controlled by a check valve that only allows fluid to flow from the pressurized fluid chamber to the variable volume chamber and between the two chambers. In communication with the pressurized fluid chamber by a second communicating means allowing flow in both directions;
The hydraulic means further comprises hydraulic brake means that can cause the second communication means to narrow at the final stage of closing the engine valve;
An auxiliary hydraulic tappet is placed between the drive piston of each variable drive valve and the stem of the valve,
The auxiliary hydraulic tappet is
A first bushing having an end wall that contacts one end of the stem of the variable drive valve;
A second bushing slidably mounted within the first bushing and having one end contacting a corresponding end of the drive piston;
A first chamber formed between the bushing and the drive piston and in communication with a passage for providing pressurized fluid to the first chamber;
A second chamber formed between the first bushing and the second bushing;
A check valve that controls a passage in the wall of the second bushing to allow fluid to flow from only the first chamber of the auxiliary hydraulic tappet to the second chamber;
Is provided.

上に明示されたタイプのエンジンは、例えば、同じ出願人による特許文献1に記載されている。   An engine of the type specified above is described, for example, in US Pat.

この種のエンジンでは、作動システムの加圧されたチャンバは、前述の油圧ブレーキ手段によってバルブの動程の閉止段階でブレーキがかけられるようにできるだけ速く解放される(discharged)ときに、バルブに連関したばね手段によって各バルブの閉止運動が決定されることが重要である。この要求はエンジンが低温で始められるときに特に重要である。しかしながら、バルブの閉止段階を実質的に瞬間的にする可能性には限界がある。その限界は、特に、移動部材の質量(mass)、閉位置にバルブを戻すばね手段の負荷(load)、及び油圧装置の中で用いられる流体(エンジン潤滑油)の粘性に由来する(derive)。バルブの閉速度を増加させるために、オイルが出されて、バルブの閉止によってもたらされた駆動ピストンの戻り動作の間に前記チャンバがオイルの無い状態にならなければならないので、関連する案内ブッシング内のバルブの駆動ピストンによって画定される前述の可変体積チャンバの直径を最小にすることは特に好ましいであろう。しかしながら、既知の解決策では、駆動ピストンの案内ブッシングの内径が駆動ピストンとバルブのステムとの間に配置される前述の補助油圧タペットを収容するのに十分でなければならないので、前記の直径を小さくする可能性には限界がある。市場で利用可能ないずれかの従来型タペットが用いられることになっているならば、前記タペットの直径はある限界を越えて小さくすることができない。   In this type of engine, the pressurized chamber of the actuation system is associated with the valve when it is discharged as quickly as possible so that it can be braked in the closing phase of the valve travel by the hydraulic brake means described above. It is important that the closing movement of each valve is determined by the spring means. This requirement is particularly important when the engine is started at low temperatures. However, there is a limit to the possibility of making the valve closing phase substantially instantaneous. The limits are derived in particular from the mass of the moving member, the load of the spring means that returns the valve to the closed position, and the viscosity of the fluid (engine lubricant) used in the hydraulic system. . In order to increase the closing speed of the valve, oil is released and the chamber must be free of oil during the return movement of the drive piston caused by the closing of the valve, so that the associated guide bushing It would be particularly preferred to minimize the aforementioned variable volume chamber diameter defined by the valve's drive piston. However, in known solutions, the inner diameter of the guide bushing of the drive piston must be sufficient to accommodate the aforementioned auxiliary hydraulic tappet arranged between the drive piston and the valve stem, so that said diameter is reduced. There is a limit to the possibility of making it smaller. If any conventional tappet available on the market is to be used, the diameter of the tappet cannot be reduced beyond a certain limit.

前記欠点を除去するかあるいは少なくとも低減するために、出願人は、補助油圧タペットの前記第一ブッシングが、駆動ピストンの案内ブッシングの外側に取り付けられることを特徴とする本説明の最初に示したタイプのエンジンに関する、特許文献2(本出願の出願日の時点では秘密状態にある)に既に提案している。   In order to eliminate or at least reduce the disadvantages, the applicant has indicated that the first bushing of the auxiliary hydraulic tappet is attached to the outside of the guide bushing of the drive piston, the type indicated at the beginning of the description Have already been proposed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-228620 (which is in a secret state as of the filing date of the present application).

前記特徴のおかげで、先の提案に係るエンジンでは、バルブの駆動ピストンの案内ブッシングの内径の寸法構成は、前述の補助油圧タペットの外寸法と完全に無関係になる。特に、前記補助油圧タペットの外径よりも小さな内径を備えた駆動ピストンの案内ブッシングを採用することが可能である。したがって、バルブ閉止運動を非常に加速する必然的な可能性で、既知の解決策に関して前記可変体積チャンバの直径を小さくすることは相当に可能である。   Thanks to the above characteristics, in the engine according to the previous proposal, the dimensional configuration of the inner diameter of the guide bushing of the valve drive piston is completely independent of the outer dimensions of the aforementioned auxiliary hydraulic tappet. In particular, a driving piston guide bushing having an inner diameter smaller than the outer diameter of the auxiliary hydraulic tappet can be employed. Thus, with the inevitable possibility of accelerating the valve closing movement, it is quite possible to reduce the diameter of the variable volume chamber with respect to the known solutions.

ヨーロッパ特許出願EP 1 344 900 A2号公報European Patent Application EP 1 344 900 A2 ヨーロッパ特許出願EP 04 425 683.2号公報European Patent Application EP 04 425 683.2

本発明の目的は先の提案をさらに改善することである。   The object of the present invention is to further improve the previous proposal.

前記目的を達成するために、本発明は、各補助油圧タペットの前記第一ブッシングは、駆動ピストンの案内ブッシングの外側に取り付けられていて、エンジンの各シリンダに対して、少なくとも2つの可変駆動バルブ(好ましくは少なくとも2つの吸気バルブ)が設けられていて、当該バルブが、単一のポンピングピストン及び一つの圧力チャンバによって単一のカムで制御され、単一の電磁弁で制御され、前記少なくとも2つのバルブのアクチュエータユニットのすべての可変体積チャンバと油圧で連通していることを特徴とする、本説明の最初に示したタイプのエンジンに関する。   To achieve the above object, the present invention is characterized in that the first bushing of each auxiliary hydraulic tappet is attached to the outside of the guide bushing of the drive piston, and at least two variable drive valves for each cylinder of the engine. (Preferably at least two intake valves), which are controlled by a single cam by a single pumping piston and a pressure chamber, controlled by a single solenoid valve, said at least 2 It relates to an engine of the type indicated at the beginning of this description, characterized in that it is in hydraulic communication with all variable volume chambers of the actuator unit of one valve.

本出願人は、各駆動ピストンの案内ブッシングの外側に補助油圧タペットを配置することが、各シリンダの複数のバルブを駆動するために単一のポンピングピストン及び単一の電磁弁を設けることを具体的に可能にするというさらなる利点に帰着することを見出している。この最後の特徴は、エンジンの各バルブの一つのポンピングピストン及び一つの電磁弁を設ける解決策に対して、寸法を小さくすることに加えて、単純であることや製造コストが低いこと等の観点から本質的に有利である。しかしながら、、複数のバルブ・アクチュエータ・ユニットと油圧で連通する一つの圧力チャンバを有するシステムの効率的で信頼できる操作(operation)は、油圧チャンバの体積が非常に小さく維持される場合にのみ可能である。そのことは、すでに見ているように、先の提案に従った特徴の採用のおかげで実際に有効に達成することができる。各駆動ピストンの案内ブッシングの外側に補助油圧タペットを設けることは、それらの内に画定された油圧チャンバを必然に小さくすることで、必要な範囲まで前記ブッシングの内径を小さくすることを可能にする。各駆動ピストンの案内ブッシングの外側に補助油圧タペットを配置することは、それらの内に画定された油圧チャンバを必然的に小さくすることで、必要な範囲まで前記ブッシングの内径を小さくすることを可能にする、   Applicants have stated that placing an auxiliary hydraulic tappet outside the guide bushing of each drive piston provides a single pumping piston and a single solenoid valve to drive multiple valves in each cylinder. Has found that it results in the additional advantage of making it possible. The last feature is that, in addition to reducing the size, the solution is to provide a single pumping piston and one solenoid valve for each valve of the engine. Is essentially advantageous. However, efficient and reliable operation of a system having a single pressure chamber in hydraulic communication with multiple valve actuator units is only possible if the volume of the hydraulic chamber is kept very small. is there. As we have already seen, this can actually be achieved effectively thanks to the adoption of features according to the previous proposal. Providing auxiliary hydraulic tappets outside the guide bushings of each drive piston makes it possible to reduce the inner diameter of the bushings to the required range by necessarily reducing the hydraulic chambers defined within them. . The placement of auxiliary hydraulic tappets outside the guide bushings of each drive piston makes it possible to reduce the inner diameter of the bushings to the required range by inevitably reducing the hydraulic chambers defined within them To

本発明のさらなる重要な利点は、バルブの駆動ピストンの直径を小さくする能力のおかげで、各アクチュエータユニットのチャンバの中にあるオイルの体積が最小にされるということである。オイル体積を最小にすることは、圧力チャンバが各電磁弁(それはシステムの効率に必須な要素を構成する)によって解放される(discharged)ときに、ほとんど瞬間でとにかく非常に速くエンジン・バルブの閉止をなすという目標を達成することができる。   A further important advantage of the present invention is that the volume of oil in each actuator unit chamber is minimized due to the ability to reduce the diameter of the valve drive piston. Minimizing the oil volume means that the engine valve is closed very quickly almost instantaneously as the pressure chamber is discharged by each solenoid valve, which constitutes an essential element of system efficiency. Can achieve the goal of

本発明は、非限定的な例としてのみ提供されている添付図面を参照しながら説明される。   The present invention will now be described with reference to the accompanying drawings, which are provided as non-limiting examples only.

図1を参照する。同じ出願人による先のヨーロッパ特許出願EP-A-0 803 642号に記述された内燃機関エンジンは、シリンダーヘッド1を備えるマルチシリンダ・エンジン(例えば一列に4つのシリンダを備えたエンジン)である。ヘッド1は、各シリンダに対して、ヘッド1のベース面3に形成されて燃焼室を形成する空洞(cavity)2を含む。その中で2つの吸気管4,5及び2つの排気管6が終端する。燃焼室2と2つの吸気管4,5との連通は、従来のきのこタイプの2つの吸気バルブ7によって制御されている。各々の吸気バルブ7は、ヘッド1のボディに滑動自在に取り付けられたステム8を備えている。各バルブ7は、ヘッド1の内部の表面とバルブの端カップ10との間に配置されたばね9によって閉位置の方へ戻される。吸気バルブ7の開きは、ヘッド1の支持体内の軸12を中心に回転可能に取り付けて、バルブを駆動するための複数のカム14を備えるカム軸11によって下に記載された方法で制御されている。   Please refer to FIG. The internal combustion engine engine described in the earlier European patent application EP-A-0 803 642 by the same applicant is a multi-cylinder engine with a cylinder head 1 (for example an engine with four cylinders in a row). The head 1 includes, for each cylinder, a cavity 2 formed on the base surface 3 of the head 1 to form a combustion chamber. Among them, two intake pipes 4 and 5 and two exhaust pipes 6 terminate. Communication between the combustion chamber 2 and the two intake pipes 4 and 5 is controlled by two intake valves 7 of a conventional mushroom type. Each intake valve 7 includes a stem 8 slidably attached to the body of the head 1. Each valve 7 is returned towards the closed position by a spring 9 arranged between the inner surface of the head 1 and the end cup 10 of the valve. The opening of the intake valve 7 is controlled in the manner described below by a camshaft 11 which is mounted rotatably about a shaft 12 in the support body of the head 1 and comprises a plurality of cams 14 for driving the valve. Yes.

吸気バルブ7を制御する各カム14は、前述の先のドキュメントの中で図示した実施例の場合には、バルブ7の軸に対して実質的に90°に向いている軸17に沿って滑動自在に取り付けられたタペット16のワッシャ15と協働する。タペット16は、以下に詳細に記述されるように、吸気バルブの動作に連関した電気的油圧装置のすべてを組込む予め組み立てられたセット20のボディ19によって支えられた(borne)ブッシング18内に滑動自在に取り付けられている。圧力チャンバCにある加圧流体(典型的には、エンジン潤滑ループからのオイル)と、サブグループ20のボディ19によって支えられた(borne)ブッシング22によって構成された筒状体の中で滑動自在に取り付けられたピストン21と、によって、ばね手段9の働き(作用)に抗して開きをもたらすように、タペット16はバルブ7のステム8にバイアスを伝えることができる。図1に示された既知の解決策では、各吸気バルブ7に連関した加圧流体チャンバCは、電磁弁24によるエグゾースト・チャンネル23と連通して配置することができる。アクセルペダルの位置や毎分のエンジン回転数のようなエンジン運転パラメータを示す信号Sに従って、ここに示した機能に適した電磁弁24(それはいかなる既知のタイプのものであってもよい)は、電子制御手段25によって制御される。電磁弁24が開くときに、チャンバCはチャンネル23と連通する。したがって、チャンバCの中にある加圧流体が前記チャンネルに流れる。そして、吸気バルブ7からカム14の、及び各タペット16の分離が得られる。それは、戻しバネ9の作用の下でその閉位置に迅速に戻る。チャンバCとアウトレット・チャンネル23との間の連通を制御することによって、したがって、各吸気バルブ7の時間及び開きストロークを任意に変えることができる。   Each cam 14 that controls the intake valve 7 slides along an axis 17 that is oriented substantially 90 ° to the axis of the valve 7 in the embodiment illustrated in the preceding document. Cooperate with washers 15 of freely attached tappets 16. The tappet 16 is slid into a borne bushing 18 that is supported by a body 19 of a pre-assembled set 20 that incorporates all of the electrohydraulic system associated with the operation of the intake valve, as described in detail below. It is attached freely. Slidable in a cylindrical body composed of pressurized fluid in pressure chamber C (typically oil from engine lubrication loop) and bushing 22 carried by body 19 of subgroup 20 By means of the piston 21 attached to the tappet 16, the tappet 16 can transmit a bias to the stem 8 of the valve 7 so as to open against the action of the spring means 9. In the known solution shown in FIG. 1, a pressurized fluid chamber C associated with each intake valve 7 can be arranged in communication with the exhaust channel 23 by the solenoid valve 24. According to the signal S indicating the engine operating parameters such as the position of the accelerator pedal and the engine speed per minute, a solenoid valve 24 (which may be of any known type) suitable for the function shown here is It is controlled by the electronic control means 25. Chamber C communicates with channel 23 when solenoid valve 24 opens. Thus, pressurized fluid in chamber C flows to the channel. Then, separation of the cam 14 and each tappet 16 from the intake valve 7 is obtained. It quickly returns to its closed position under the action of the return spring 9. By controlling the communication between the chamber C and the outlet channel 23, the time and opening stroke of each intake valve 7 can therefore be varied arbitrarily.

様々な電磁弁24のアウトレット・チャンネル23はすべて、圧力アキュムレーター27と連通した同じ縦方向のチャンネル26に終端する。その一つだけが図1に示されている。連関したブッシング18を備えたタペット16、連関したブッシング22を備えたピストン21、電磁弁24、及び関連するチャンネル23、26はすべて、エンジンの組み立ての迅速さ及び容易さの利点のために、予め組み立てられたセット20の前述のボディ19の中に支えられて(borne)形成される。   The outlet channels 23 of the various solenoid valves 24 all terminate in the same longitudinal channel 26 in communication with the pressure accumulator 27. Only one of them is shown in FIG. The tappet 16 with the associated bushing 18, the piston 21 with the associated bushing 22, the solenoid valve 24 and the associated channels 23, 26 are all pre-loaded for the advantages of quick and easy assembly of the engine. Supported and formed in the aforementioned body 19 of the assembled set 20.

上述の先のドキュメント及び本発明の場合には、排気バルブを指揮する(command)可変駆動システムの適用は、原則としては除外されず、各シリンダに連関した排気バルブ70は、各タペット29によって、各カム軸28によって、従来の方法で、図1に示した実施態様で制御されている。   In the case of the above document and in the case of the present invention, the application of a variable drive system that commands the exhaust valve is not excluded in principle, and the exhaust valve 70 associated with each cylinder is Each camshaft 28 is controlled in the conventional manner in the embodiment shown in FIG.

図1を参照する。ピストン21によってブッシング22の内側に形成された可変体積チャンバ(図1には、その最小体積状態で示されており、ピストン21がその上端のストローク端位置にある)は、ブッシング22の端壁で得られた開口30によって加圧流体チャンバCと連通する。可変体積チャンバの中にあるオイルが、端ノーズ31と開口30の壁との間にある遊びを通過する加圧流体チャンバCに強制的に流れるので、バルブが閉位置に近いときに、閉止段階でバルブ7の動きに油圧ブレーキがかかるように、前記開口30がピストン21の端ノーズ31によって係合している。開口30によって構成された連通に加えて、加圧流体チャンバC及びピストン21の可変体積チャンバは、ピストン21のボディの中に形成されて、加圧チャンバCだけからピストンの可変体積チャンバに流体が流れることを可能にする逆止め弁32によって制御された内部通路によって互いに連通する。   Please refer to FIG. The variable volume chamber formed by the piston 21 inside the bushing 22 (shown in its minimum volume state in FIG. 1, with the piston 21 in the stroke end position at its upper end) is the end wall of the bushing 22 The resulting opening 30 communicates with the pressurized fluid chamber C. The oil in the variable volume chamber flows into the pressurized fluid chamber C passing through the play between the end nose 31 and the wall of the opening 30, so that when the valve is close to the closed position, the closing phase Thus, the opening 30 is engaged by the end nose 31 of the piston 21 so that the hydraulic brake is applied to the movement of the valve 7. In addition to the communication constituted by the opening 30, the pressurized fluid chamber C and the variable volume chamber of the piston 21 are formed in the body of the piston 21 so that fluid can flow from the pressurized chamber C only to the variable volume chamber of the piston. Communicating with each other by an internal passage controlled by a check valve 32 that allows flow.

図1に示した先行技術エンジンの通常動作の間に、電磁弁24がエグゾースト・チャンネル23と加圧流体チャンバCとの連通を除外するときに、このチャンバ内にあるオイルは、バルブ7の開きを指揮する(command)ピストン21にカム14によって与えられたタペット16の動きを伝える。バルブの開き運動の初期段階では、チャンバCから来る流体は、可変体積チャンバとピストン21の内部空洞(それは管状の形を有している)とを連通して配置されたノーズ、逆止め弁32及び追加通路の中に穴が空けられた軸穴30を通過するピストン21の可変体積チャンバに到着する。ピストン21の第一の移動の後、ノーズ31は開口30から出て来る。したがって、チャンバCから来る流体は、開口30を通って可変体積チャンバに直接通過することができる。それは自由である。バルブを閉止する逆の動きにおいて、すでに述べたように、閉止段階の間に、その座部に対するバルブのボディのいかなるインパクトをも防ぐために、バルブの油圧ブレーキをもたらす開口30にノーズ31が入る。   During the normal operation of the prior art engine shown in FIG. 1, when the solenoid valve 24 excludes the communication between the exhaust channel 23 and the pressurized fluid chamber C, the oil in this chamber causes the valve 7 to open. The movement of the tappet 16 given by the cam 14 is transmitted to the piston 21 (command). In the initial stage of the opening movement of the valve, the fluid coming from chamber C is a nose, check valve 32 arranged in communication between the variable volume chamber and the internal cavity of the piston 21 (which has a tubular shape). And arrives at the variable volume chamber of the piston 21 passing through a shaft hole 30 with a hole in the additional passage. After the first movement of the piston 21, the nose 31 emerges from the opening 30. Thus, fluid coming from chamber C can pass directly through the opening 30 to the variable volume chamber. It's free. In the reverse movement of closing the valve, as already mentioned, the nose 31 enters the opening 30 which provides the valve's hydraulic brake to prevent any impact of the valve body on its seat during the closing phase.

図2は、同じ出願人による前のヨーロッパ特許出願EP 0 1 344 900号で提案された修正済の形式で上に記述されたデバイスを示す。   FIG. 2 shows the device described above in a modified form proposed in a previous European patent application EP 0 1 344 900 by the same applicant.

図2では、図1と共通の部分は、同じ参照符号で示される。   In FIG. 2, parts common to FIG. 1 are denoted by the same reference numerals.

図1のデバイスと図2のデバイスとの第一の明白な違いは、図2の場合には、タペット16、ピストン21及びバルブのステム8は、軸40に沿って相互に整列配置されているということである。それが先行技術の中で既に考えられているので、この違いは本発明の範囲内にはない。同様に、本発明は、タペット16及びステム8の軸が、それらの間に角度を為している場合にも適用されるであろう。   The first obvious difference between the device of FIG. 1 and the device of FIG. 2 is that in the case of FIG. 2, the tappet 16, piston 21 and valve stem 8 are aligned with each other along the axis 40. That's what it means. This difference is not within the scope of the present invention as it is already considered in the prior art. Similarly, the present invention may be applied where the axis of tappet 16 and stem 8 is angled between them.

図1の解決策と同様に、カム軸11のカムと協働する関連するワッシャ15を持ったタペット16は、ブッシング18に滑動自在に取り付けられている。図2の場合には、予め組み立てられたセット20の金属ボディ19の中に得られたネジ付きの円筒状座部18aにブッシング18がネジ止めされる。シールガスケット18bは、ブッシング18の底壁と座部18aの底壁との間に配置される。ばね18cが、カム軸11のカムに接触してワッシャ15を戻す。   Similar to the solution of FIG. 1, a tappet 16 with an associated washer 15 cooperating with the cam of the camshaft 11 is slidably attached to the bushing 18. In the case of FIG. 2, the bushing 18 is screwed to the threaded cylindrical seat 18a obtained in the metal body 19 of the set 20 assembled in advance. The seal gasket 18b is disposed between the bottom wall of the bushing 18 and the bottom wall of the seat portion 18a. The spring 18c comes into contact with the cam of the cam shaft 11 and returns the washer 15.

図1と同様に、図2の場合にも、シールガスケットの介在で、金属のボディ19の中で得られた円筒状の空洞(cavity)32で受け入れられたブッシング22の中でピストン21が滑動自在である。ブッシング22は、空洞32のネジ付き端部分の中にネジ止めされ、空洞32の迫台表面35に対抗してブッシング22のボディを押圧するネジ付きリング・ナット33によって取り付けられた状態で保持される。ロッキングリング・ナット33とフランジ34との間には、ボディ19及びブッシング22を構成する異なった材料間の異なった熱膨張を補償するために制御された軸方向の負荷を保証するために、ベルビル(Belleville)ワッシャ36が配置されている。   As in FIG. 1, in the case of FIG. 2 as well, the piston 21 slides in the bushing 22 received in the cylindrical cavity 32 obtained in the metal body 19 with the aid of a sealing gasket. It is free. The bushing 22 is screwed into the threaded end portion of the cavity 32 and is held attached by a threaded ring nut 33 that presses the body of the bushing 22 against the abutment surface 35 of the cavity 32. The Between the locking ring nut 33 and the flange 34, Belleville is used to guarantee a controlled axial load to compensate for different thermal expansions between the different materials comprising the body 19 and the bushing 22. (Belleville) Washer 36 is located.

図2に示した先行技術解決策のものと図1の既知のものとの主な違いは、この場合、チャンバCからピストン21のチャンバに加圧流体が流れることを可能にする逆止め弁32が、ピストン21によってではなく、ボディ19に対して固定された別個の要素37によって支えられていて(borne)、それは、ピストン21が滑動自在に取り付けられたブッシング22の空洞を上方に閉じるということである。さらに、ピストン21は、端ノーズ31と共に、図1の複雑な構成を有していないが、それは、チャンバCから逆止め弁32を通って加圧流体を受け入れる可変体積チャンバに面する底壁を持った、単純なカップ状の円筒要素のように形づくられる。   The main difference between the prior art solution shown in FIG. 2 and the known one of FIG. 1 is that in this case the check valve 32 that allows pressurized fluid to flow from chamber C to the chamber of the piston 21. Is supported by a separate element 37 fixed to the body 19 and not by the piston 21, which means that the piston 21 closes the cavity of the bushing 22 to which the piston 21 is slidably mounted. It is. Further, the piston 21 along with the end nose 31 does not have the complex configuration of FIG. 1, but it has a bottom wall facing the variable volume chamber that receives pressurized fluid from the chamber C through the check valve 32. Shaped like a simple cup-shaped cylindrical element.

ロッキングリング・ナット33を締める結果として、要素37は、迫台(abutment)表面35とブッシング22の端表面との間の位置に固定される環状板によって構成される。環状板は、逆止め弁32のために容器として役立ち、流体が流れるための上部中心穴を持った中央円筒突起を有している。図2の場合には、チャンバC及びピストン21によって定められた可変体積チャンバが、ボディ19の中に得られた横方向の(lateral)空洞38と、ブッシング22の外側表面の平滑化及び大きなサイズの開口(図2に不図示)とブッシング22の壁において径方向に得られた小さなサイズの穴42とによって画定された周辺の(peripheral)空洞39と、によって構成された追加の通路により、逆止め弁32によるのと同様に、互いに連通する。これらの開口は、バルブの閉止段階で油圧ブレーキで操作を達成するように形づくられ相互に配置される。ピストン21が大きなサイズの開きを妨害したときに、穴42はフリーなままである。それはピストン21の環状の(circumferential)端溝によって画定された外周端部ののど状部(throat)43を遮る。前述の2つの開口が固定された(fixed)通路38を正確に遮ることを保証するために、ブッシング34は正確な角度位置に取り付けられなければならない。それは軸方向のピン44によって保証される。ブッシング22の外側表面上に環状の(circumferential)のど状部(throat)の配置に関してこの解決策が好まれる。というのは、これは、操作における必然的な欠点で、遊びにオイル体積の増加を伴うであろう。目盛り付きの(calibrated)穴320も、要素37に設けられる。それは、チャンバCと連通するのど状部43によって画定された環状の(annular)チャンバを直接に配置する。流体(エンジン潤滑油)が非常に粘着性を有するときに、前記穴320は低温での正確な操作を保証する。   As a result of tightening the locking ring nut 33, the element 37 is constituted by an annular plate that is fixed in a position between the abutment surface 35 and the end surface of the bushing 22. The annular plate serves as a container for the check valve 32 and has a central cylindrical protrusion with an upper central hole for fluid flow. In the case of FIG. 2, the variable volume chamber defined by chamber C and piston 21 is a lateral cavity 38 obtained in body 19 and the smoothing and large size of the outer surface of bushing 22. By an additional passage formed by a peripheral cavity 39 defined by an opening (not shown in FIG. 2) and a small sized hole 42 obtained radially in the wall of the bushing 22 As with the stop valve 32, they communicate with each other. These openings are shaped and arranged relative to one another to achieve operation with a hydraulic brake during the valve closing phase. When the piston 21 prevents a large size opening, the hole 42 remains free. It obstructs the throat 43 at the outer peripheral edge defined by the circumferential end groove of the piston 21. In order to ensure that the two openings described above correctly block the fixed passage 38, the bushing 34 must be mounted in the correct angular position. It is guaranteed by an axial pin 44. This solution is preferred for the placement of a circumferential throat on the outer surface of the bushing 22. This is an inevitable disadvantage in operation and play will involve an increase in oil volume. A calibrated hole 320 is also provided in the element 37. It directly places an annular chamber defined by a throat 43 in communication with chamber C. The hole 320 ensures accurate operation at low temperatures when the fluid (engine lubricant) is very sticky.

運転中に(in operation)、バルブを開ける必要があるときに、加圧オイル(タペット16によるバイアスされている)は、逆止め弁32を通って、チャンバCからピストン21のチャンバに流れる。その後、ピストン21がその上端停止位置から遠ざかる(move away)やいなや、オイルは、逆止め弁32をバイパスする、通路38及び2つの前述の開口(大きなもの及び小さなもの42)を通して可変体積チャンバに直接に流れることができる。戻り動作において、バルブがその閉位置に近いときに、ピストン21は、第一に大きい開口を遮断し、油圧ブレーキを決定する開口42を遮断する。バルブの動きが過度に遅くなることをオイルの粘性がもたらすときに、目盛り付きの(calibrated)穴も、低温でのブレーキ効果を弱めるために要素37の壁に設けることができる。   During operation, when the valve needs to be opened, pressurized oil (biased by tappet 16) flows from chamber C to the chamber of piston 21 through check valve 32. As soon as the piston 21 moves away from its top stop position, the oil directly enters the variable volume chamber through the passage 38 and the two aforementioned openings (large and small 42) bypassing the check valve 32. Can flow into. In return operation, when the valve is close to its closed position, the piston 21 first blocks the large opening and blocks the opening 42 that determines the hydraulic brake. A calibrated hole can also be provided in the wall of the element 37 to reduce the braking effect at low temperatures when the viscosity of the oil causes the valve to move too slowly.

容易に明らかであるように、図1に示した解決策に関する主な違いは、前記ピストンが先行技術で考えられたものよりはるかに複雑ではない構成であるので、ピストン21を作り上げるための作業(operation)がずっと簡単であるということである。本発明に係る解決策は、ピストン21に連関したチャンバのオイル体積を低減することを可能にする。それは、油圧のはね返りなしでバルブの規則的な閉口運動を得ること、閉止に必要な時間の低減、汲むことなしで油圧タペットの規則的な運転、エンジン・バルブのバネにおける衝撃力の低減及び油圧雑音の低減を可能にする。   As will be readily apparent, the main difference with respect to the solution shown in FIG. 1 is that the piston is not much more complex than what was considered in the prior art, so the work to build up the piston 21 ( operation) is much simpler. The solution according to the invention makes it possible to reduce the oil volume of the chamber associated with the piston 21. It obtains a regular closing movement of the valve without hydraulic rebound, reduces the time required for closing, regular operation of the hydraulic tappet without pumping, reduced impact force on the spring of the engine valve and hydraulic pressure Enables noise reduction.

図2に示した先行技術の解決策のさらなる特徴は、ピストン21とバルブのステム8との間の油圧タペット400を設けていることである。タペット400は、2つの同心の滑動可能なブッシング401、402を備える。内部ブッシング402は、ボディ19の通路405、406、ブッシング22の穴407、及びブッシング402とピストン21の通路408、409を通じて加圧流体を供給するチャンバ403をピストン21の内部空洞で画定する。   A further feature of the prior art solution shown in FIG. 2 is the provision of a hydraulic tappet 400 between the piston 21 and the valve stem 8. The tappet 400 includes two concentric slidable bushings 401, 402. The internal bushing 402 defines the passages 405, 406 in the body 19, the holes 407 in the bushing 22, and the chamber 403 that supplies pressurized fluid through the passages 408, 409 in the bushing 402 and the piston 21 with the internal cavity of the piston 21.

逆止め弁410は、ブッシング402によって支持された前面壁の中心穴を制御する。   The check valve 410 controls the center hole of the front wall supported by the bushing 402.

本発明に関して、図3は、可変駆動バルブの駆動ピストン21、及び関連した案内ブッシング22(ピストン21によって及びブッシング22によって構成されたアクチュエータ組み立て体と連関した補助油圧タペット400と同様に)の端壁の模式断面図を示す。図3が明確に示すように、図2に示した先行技術の解決策に関する主な違いは、この場合、可変駆動バルブのアクチュエータ組み立て体の外側に補助油圧タペット400が完全に位置決めされているということである。より詳細には、補助油圧タペット400の第一ブッシング401は、案内ブッシング22の内側には位置決めされない。この特徴のおかげで、案内ブッシング22の寸法構成は、補助油圧タペット400の寸法に完全に依存しない。市場で入手可能なあらゆる従来型の油圧タペットが用いられることになっているならば、前記タペットの外径はある限界を越えて小さくすることができないので、これは利点である。他方、本願の説明で最初に説明したように、エンジン・バルブを閉じなければならないときに、ピストン21の上部の端から案内ブッシング22の内側に画定された可変体積チャンバの外側に流れなければならないオイルの量を少なくすることを直径を小さくすることが伴う(entail)ので、案内ブッシング22の直径を小さくすることに利点がある。図2に示した先行技術の解決策に関して、エンジンの効率的な運転での必然の利点で、バルブの閉時間の大幅な低下を得ることはそれによって可能である。   With respect to the present invention, FIG. 3 shows the end wall of the drive piston 21 and associated guide bushing 22 of the variable drive valve (as well as the auxiliary hydraulic tappet 400 associated with the actuator assembly constituted by and by the piston 21). The schematic sectional drawing of is shown. As FIG. 3 clearly shows, the main difference with respect to the prior art solution shown in FIG. 2 is that in this case the auxiliary hydraulic tappet 400 is completely positioned outside the actuator assembly of the variable drive valve. That is. More specifically, the first bushing 401 of the auxiliary hydraulic tappet 400 is not positioned inside the guide bushing 22. Thanks to this feature, the dimensional configuration of the guide bushing 22 is completely independent of the dimensions of the auxiliary hydraulic tappet 400. This is an advantage because the outer diameter of the tappet cannot be reduced beyond a certain limit if any conventional hydraulic tappet available on the market is to be used. On the other hand, as explained initially in the description of the present application, when the engine valve must be closed, it must flow from the upper end of the piston 21 to the outside of the variable volume chamber defined inside the guide bushing 22. Since reducing the amount of oil entails reducing the diameter, there is an advantage to reducing the diameter of the guide bushing 22. With respect to the prior art solution shown in FIG. 2, it is thereby possible to obtain a significant reduction in valve closing time with the necessary advantages in the efficient operation of the engine.

図3を再び参照する。油圧タペット内側のチャンバ403には図2に示したものと同様の方法でエンジン潤滑ループからのオイルが供給される。供給チャネル405(2)から来るオイルは、案内ブッシング22の外側の周辺の(peripheral)のど状部によって形成された円周のチャンバ406(3)に達する。前記の円周のチャンバ406から、オイルは、ピストン21の外側表面の円周ののど状部によって形成された、周辺のチャンバ408の中に案内ブッシング22の壁において得られた、半径方向の穴407を通って流れる。そこから、オイルは、ピストン21の壁に得られた半径方向の穴409を通ってチャンバ403に到達する。ピストン21及びブッシング402の間に形成されたチャンバ403と、2つのブッシング401、402の間に形成されたチャンバ411との間の連通は、戻しバネ412の作用を受けて、逆止め弁410によって制御される。アクチュエータ組み立て体21、211の、そして補助油圧タペット400の働き(operation)は、先行技術の解決策を参照すると、上記のものと非常によく類似している。   Please refer to FIG. 3 again. Oil from the engine lubrication loop is supplied to the chamber 403 inside the hydraulic tappet in the same manner as shown in FIG. Oil coming from the supply channel 405 (2) reaches the circumferential chamber 406 (3) formed by the peripheral throat of the guide bushing 22. From the circumferential chamber 406, the oil is obtained in the circumferential bore 408 formed in the peripheral chamber 408 in the wall of the guide bushing 22 by the radial hole formed by the circumferential surface of the piston 21. Flowing through 407. From there, the oil reaches the chamber 403 through a radial hole 409 obtained in the wall of the piston 21. The communication between the chamber 403 formed between the piston 21 and the bushing 402 and the chamber 411 formed between the two bushings 401, 402 is affected by the return spring 412, and is caused by the check valve 410. Be controlled. The operation of the actuator assemblies 21, 211 and of the auxiliary hydraulic tappet 400 is very similar to that described above with reference to prior art solutions.

図3に示した解決策の場合には、補助油圧タペット400の構成する両ブッシング401、402は、駆動ピストン21の案内ブッシング22の外側に位置決めされる。   In the case of the solution shown in FIG. 3, both bushings 401, 402 constituting the auxiliary hydraulic tappet 400 are positioned outside the guide bushing 22 of the drive piston 21.

図4は、図3の解決策と原理的に非常に類似した変形例を示す。ブッシング402がその内部に取り付けられているものの、補助油圧タペット400のブッシング401だけが案内ブッシング22の外側に位置決めされている点で、それは異なっている。その他の点では、図4に示した解決策は、もっぱらいくつかの構造的な細部において、図3に単に模式的に示した解決策と異なっている。図4は、部分的に各戻しバルブ9及びバネ9を支えるための各端部要素10を備えたバルブのステム8の上端を示す。   FIG. 4 shows a variant that is very similar in principle to the solution of FIG. Although the bushing 402 is mounted therein, it is different in that only the bushing 401 of the auxiliary hydraulic tappet 400 is positioned outside the guide bushing 22. In other respects, the solution shown in FIG. 4 differs from the solution shown only schematically in FIG. 3 solely in some structural details. FIG. 4 shows the upper end of the stem 8 of the valve with partly each end element 10 for supporting each return valve 9 and spring 9 in part.

図5は本発明の利点を示す図である。それは、3つの異なった状況での駆動軸変化の角度と、閉止段階でのエンジン・バルブの変位Xとの関係を示す。図A及びBは、すべての他の寸法が等しくて、ピストンの案内ブッシング22の内径が、それぞれ11mm(図A)及び9mm(図B)である場合を示している。解決策Aは、図2に示したものに実質的に相当するが、バルブ・アクチュエータ組み立て体の外側に補助油圧タペット14を位置決めするために、解決策Bが本発明のおかげで可能になる。容易に明らかであるように、バルブの十分な閉止を得るのに必要な駆動軸の回転角は、本発明の場合には実質的に小さくなる。   FIG. 5 illustrates the advantages of the present invention. It shows the relationship between the angle of drive shaft change in three different situations and the displacement X of the engine valve in the closing phase. FIGS. A and B show the case where all other dimensions are equal and the inner diameter of the piston guide bushing 22 is 11 mm (FIG. A) and 9 mm (FIG. B), respectively. Solution A substantially corresponds to that shown in FIG. 2, but solution B is enabled by the present invention to position the auxiliary hydraulic tappet 14 outside the valve and actuator assembly. As will be readily apparent, the rotational angle of the drive shaft required to obtain a sufficient closure of the valve is substantially smaller in the case of the present invention.

当然に、バルブの閉速度に影響を及ぼす決定的要因は、アクチュエータ組み立て体のチャンバにあるオイルが低圧部(23及び図1)に戻る電磁弁(24及び図1)の狭い通路領域と、案内ブッシング22の内部にピストン21の上端によって画定された、アクチュエータ組み立て体のチャンバの領域と、の間の比率である。図Cは、理想的なアクチュエータの状況を示す。その中で、前記領域間の比率が1に等しい。明らかに、この解決策は実際上達成することができないが、本発明のおかげで、得られるバルブの閉速度(図形B)は、図形Cによって示された理想的な解決よりあまり遅くないことに注目することは面白い。   Of course, the decisive factors that affect the closing speed of the valve are the narrow passage area of the solenoid valve (24 and 1), where the oil in the chamber of the actuator assembly returns to the low pressure section (23 and 1), and guidance. The ratio between the area of the chamber of the actuator assembly defined by the upper end of the piston 21 inside the bushing 22. Figure C shows the ideal actuator situation. Among them, the ratio between the regions is equal to 1. Obviously, this solution cannot be achieved in practice, but thanks to the present invention, the resulting valve closing speed (figure B) is not much slower than the ideal solution shown by graphic C. It is interesting to pay attention.

図6は、本発明に係るシステムの模式図である。この図では、前の図のものと共通の部分は同じ参照符号で示される。図は、内燃機関エンジンの同じシリンダに連関した2つの吸気バルブ7を示す。それは、単一のポンピングピストン16によって制御され、そのワッシャ15に対抗して作用するエンジン・カム軸(不図示)の単一のカムによって、次々に駆動される。その図は、バルブ7に連関されて、各閉位置にそれらを戻そうとする戻しバネ9(図1を参照)を示していない。   FIG. 6 is a schematic diagram of a system according to the present invention. In this figure, parts common to those in the previous figure are indicated by the same reference numerals. The figure shows two intake valves 7 associated with the same cylinder of an internal combustion engine. It is controlled by a single pumping piston 16 and is driven in turn by a single cam of an engine camshaft (not shown) acting against its washer 15. The figure does not show the return springs 9 (see FIG. 1) associated with the valves 7 trying to return them to their closed positions.

容易に明らかなように、本発明に係るシステムでは、単一のポンピングピストン16は、単一の圧力チャンバCによって2つのバルブ7を動かす。排気とのその連通は、単一の電磁弁24によって制御される。この解決策は、構造の単純さ及び経済性の点から及びバルクの低下の観点から、明らかな利点を可能にする。   As is readily apparent, in the system according to the invention, a single pumping piston 16 moves two valves 7 by a single pressure chamber C. Its communication with the exhaust is controlled by a single solenoid valve 24. This solution allows for obvious advantages in terms of structural simplicity and economy and in terms of bulk degradation.

唯一の圧力チャンバCは、2つのバルブを動かすピストン21に面する両方の可変体積チャンバC1、C2と油圧的に連通している。   The only pressure chamber C is in hydraulic communication with both variable volume chambers C1, C2 facing the piston 21 that moves the two valves.

特に油圧チャンバの体積が相対的に小さいならば、本発明に係るシステムは、効率的に且つ確実に作動することができる。この可能性は、ブッシング22の外側の油圧タペット400の採用によって提供される。なぜならば、そうすることによって、ブッシング22は、所望であるのと同じくらい小さく選択される内径を有することができる。   The system according to the invention can operate efficiently and reliably, especially if the volume of the hydraulic chamber is relatively small. This possibility is provided by the adoption of a hydraulic tappet 400 outside the bushing 22. Because, by doing so, the bushing 22 can have an inner diameter that is selected as small as desired.

それらに連関したバネ9の負荷のわずかな差により、2つのバルブ7の変位に起こりうる(possible)差がシステムの適切な運転を構成しないことは付け加えられるべきである。なぜならば、油圧の接続により、他のすべての状態が等しいと、同一のバネの理論的な場合での2つのバルブの同一の上昇(rise)は、異なった負荷を備えたバネの場合の2つの実際の上昇(rise)の中間のものと等しいからである。出願人は、この態様の理解によって、本願に示したシステムの実際的な利点及び有効な見解からのあらゆる欠点の欠如を直観することができる。   It should be added that due to the slight difference in the load of the spring 9 associated with them, the possible difference in the displacement of the two valves 7 does not constitute proper operation of the system. Because, due to the hydraulic connection, all other conditions are equal, the same rise of the two valves in the theoretical case of the same spring is 2 in the case of springs with different loads. Because it is equal to the middle of two actual rises. Applicants can intuitively appreciate the practical advantages of the system presented herein and the lack of any shortcomings from a valid view by understanding this aspect.

図7は、本発明に係るエンジンの各シリンダに連関した2つの吸気バルブの実際の持ち上げ(lift)の図を示す。これらの持ち上げ(lift)は、製造公差により、各戻しバネ9の負荷の違いにおいて互いに異なっている。容易に明らかであるように、バルブの閉止を記載する図の部分は、エンジン角度の非常に小さな変化に相当する。これによって、各ユニットの案内ブッシング22がその内部にタペット400を収容することになっているならば、バルブのアクチュエータユニットのピストン21の直径が必要な寸法に対して相当に小さくなるということが可能になる。具体的な場合では、ブッシング22の外側にあるタペット400の採用は、11mm(標準タペットを収容するのに必要な寸法)の代わりに、ピストン21に対してわずか9mmの直径を採用することを可能にする。図8の図は、一つのシリンダ当たり2つの吸気バルブ及び各バルブ当たりポンピングピストンを備えた4つのシリンダ・エンジンの従来の解決策を示すラインAを示す。ラインBは、各シリンダの2つの吸気バルブに対して単一のポンピングピストンを備えた、本発明に係るシステムを示している。両方のラインは、ピストン21の直径の関数として、メータ/秒で、バルブの閉止速度の値を示す。容易に明らかであるように、従来の場合(ラインA)では、ピストン21の11mmの直径の値は、毎秒4メータのオーダのバルブの閉止速度に相当する。本発明に係るシステムでは、単一のポンピングピストンの採用は、前述の速度を低下させるであろう。しかしながら、各バルブに連関したピストン21の直径に対して9mmの値を採用する可能性は、従来のシステムのそれと実質的に等しい値に速度をもたらす。したがって、本発明に係るシステムは、従来のシステムに関して懲罪(penalisation)を伴わない。同時に、それは、大いなる単純化と、コスト及びサイズの大いなる削減とを達成する。   FIG. 7 shows a diagram of the actual lift of the two intake valves associated with each cylinder of the engine according to the invention. These lifts differ from each other in the load of each return spring 9 due to manufacturing tolerances. As will be readily apparent, the portion of the figure describing valve closure corresponds to a very small change in engine angle. This allows the diameter of the piston 21 of the valve actuator unit to be considerably smaller than required if the guide bushing 22 of each unit is to accommodate the tappet 400 therein. become. In a specific case, the adoption of the tappet 400 outside the bushing 22 makes it possible to adopt a diameter of only 9 mm for the piston 21 instead of 11 mm (the dimensions required to accommodate a standard tappet) To. The diagram of FIG. 8 shows line A showing a conventional solution of a four cylinder engine with two intake valves per cylinder and a pumping piston per valve. Line B shows a system according to the invention with a single pumping piston for the two intake valves of each cylinder. Both lines show the value of the valve closing speed in meters / second as a function of the diameter of the piston 21. As is readily apparent, in the conventional case (line A), the 11 mm diameter value of the piston 21 corresponds to a valve closing speed on the order of 4 meters per second. In the system according to the invention, the adoption of a single pumping piston will reduce the aforementioned speed. However, the possibility of adopting a value of 9 mm for the diameter of the piston 21 associated with each valve results in a speed substantially equal to that of the conventional system. Thus, the system according to the present invention does not involve penalisation with respect to conventional systems. At the same time, it achieves a great simplification and a great reduction in cost and size.

図9及び10は、実際的な実施態様における本発明に係るシステムのコンポーネントの単純化された断面図及び模式的斜視図である。これらの図では、また、前図のものと共通の部分は同じ参照符号で示される。図示した実施例は、特に好ましい解決策を示している。その中で、機械的に排気バルブ70を駆動するカム28と、各ロッカーアーム500によってエンジンの4つのシリンダに連関した4つのポンピングピストン16を駆動するカム14と、を有する吸気バルブ7及び排気バルブ70は、単一のカム軸11によって駆動される。各カム14と係合するための回転可能なローラーをその中心500で支持する各ロッカーアーム501は、支持体502によって構造19に枢軸的に係合した一つの端部と、各ポンピングピストン16のワッシャ15に抗して作用する対向端部と、を有している。図9の上部及び図10は、明瞭さのために、コンポーネントが取り付けられる構造19を示さずに、システムのコンポーネントだけを示している。上に記載するとともに示した配置は、エンジンの、及びシステムのサイズを含んでいる構造を単純化するという追加の利点を可能にする。図示した実施例において、タペット29及びロッカーアーム500は、カム軸11上に約90°で角度的にオフセットされた(offset)領域と協働する。さらに、8つの吸気バルブを動かす4つのカム14の各々は、エンジンの各シリンダの両方の吸気バルブに対して軸方向にオフセットされる(offset)。当然、本発明の原理を変更せずに、構造上の細部及び実施態様は、単に実施例として本願に記載するとともに示したものに対して、本発明の範囲を逸脱することなく、幅広く変更することができる。   9 and 10 are a simplified cross-sectional view and a schematic perspective view of components of a system according to the present invention in a practical embodiment. In these figures, the same parts as those in the previous figures are indicated by the same reference numerals. The illustrated embodiment shows a particularly preferred solution. Among them, an intake valve 7 and an exhaust valve having a cam 28 that mechanically drives an exhaust valve 70 and a cam 14 that drives four pumping pistons 16 linked to four cylinders of the engine by each rocker arm 500. 70 is driven by a single camshaft 11. Each rocker arm 501 that supports a rotatable roller at its center 500 for engagement with each cam 14 has one end pivotally engaged to the structure 19 by a support 502, and each pumping piston 16 And an opposite end portion that acts against the washer 15. The top of FIG. 9 and FIG. 10 show only the components of the system, for clarity, without showing the structure 19 to which the components are attached. The arrangement described and shown above allows for the additional advantage of simplifying the structure, including the size of the engine and system. In the illustrated embodiment, the tappet 29 and rocker arm 500 cooperate with a region that is angularly offset by about 90 ° on the camshaft 11. In addition, each of the four cams 14 that move the eight intake valves are offset axially relative to both intake valves of each cylinder of the engine. Of course, without altering the principles of the present invention, structural details and embodiments may be varied widely without departing from the scope of the present invention, as compared to what has been described and shown herein by way of example only. be able to.

例えば、同じ出願人によるヨーロッパ特許EP 0 803 642 B1号に記述されたタイプの先行技術エンジンの断面図である。バルブの可変駆動システムの基本原理を示すために本願に示されている。For example, a sectional view of a prior art engine of the type described in European patent EP 0 803 642 B1 by the same applicant. It is shown in this application to show the basic principle of a variable valve drive system. 出願人によってヨーロッパ特許出願EP 1 344 900号にて前に提案されているように、図1のそれに類似しているタイプのエンジンの吸気バルブに連関した補助油圧タペットの拡大断面図である。2 is an enlarged cross-sectional view of an auxiliary hydraulic tappet associated with an intake valve of an engine of a type similar to that of FIG. 1, as previously proposed by the applicant in European patent application EP 1 344 900. FIG. 本発明に係るエンジンにおける補助油圧タペットの模式断面図である。It is a schematic cross section of an auxiliary hydraulic tappet in the engine according to the present invention. 実施態様例を示す図3と同様の模式断面図である。FIG. 4 is a schematic cross-sectional view similar to FIG. 3 illustrating an exemplary embodiment. 本発明の利点を示す図である。It is a figure which shows the advantage of this invention. 本発明に係るシステムの模式図である。1 is a schematic diagram of a system according to the present invention. 本発明の利点を示す図である。It is a figure which shows the advantage of this invention. 本発明の利点を示す図である。It is a figure which shows the advantage of this invention. 本発明に係るシステムの実施態様の断面図を示す。1 shows a cross-sectional view of an embodiment of a system according to the invention. 本発明に係るシステムの実施態様の断面図を示す。1 shows a cross-sectional view of an embodiment of a system according to the invention.

符号の説明Explanation of symbols

7 吸気バルブ
8 ステム
9 戻りバネ
15 タペット
16 ポンピングピストン
21 駆動ピストン
22 案内ブッシング
24 電磁弁
25 電子制御手段
32 逆止め弁
400 補助油圧タペット
C 加圧流体チャンバ
7 Intake valve 8 Stem 9 Return spring 15 Tappet 16 Pumping piston 21 Drive piston 22 Guide bushing 24 Solenoid valve 25 Electronic control means 32 Check valve 400 Auxiliary hydraulic tappet C Pressurized fluid chamber

Claims (6)

  1. 各吸気管及び排気管を制御するために閉位置の方にバルブにバイアスをかける戻しバネ手段(9)をそれぞれ備える、各シリンダに対する少なくとも一つの吸気バルブ(7)及び少なくとも一つの排気バルブと、
    各タペット(15)によってエンジンシリンダの吸気バルブ及び排気バルブを駆動するための少なくとも一つのカム軸と、
    エンジンの一つ以上の動作パラメータの機能として可変駆動バルブの開きの時間及び動程を変更するように各電磁弁(24)を制御するための電子制御手段(25)と、
    を備えて、
    各吸気バルブ(7)は、前述の戻しバネ手段(9)の作用に抗して動かされて、加圧流体チャンバ(C)を含む油圧手段の挿入によって、吸気バルブのタペット(15)に接続されたポンピングピストン(16)がその中に突出する各タペットによって可変駆動を行い、
    前記加圧流体チャンバ(C)は、各タペット(15)から可変駆動バルブ(7)を分離するとともに、各戻しバネ手段(9)の作用によるバルブの迅速な閉止をもたらすために、電磁弁(24)によってエグゾースト・チャンネルと接続可能であり、
    前述の油圧手段は、案内ブッシング(22)の中に滑動自在に取り付けられた、駆動ピストン(21)を含む各可変駆動バルブに対してアクチュエータ組み立て体をさらに備え、
    可変体積チャンバ(21a)に面する前記駆動ピストン(21)は、加圧流体チャンバ(C)から可変体積チャンバへ流体が流れることだけを可能にする逆止め弁(32)によって制御された第一の連通手段によって、及び、2つのチャンバ間で両方向に流れることを可能にする第二の連通手段(42)によって、加圧流体チャンバ(C)と通じて、
    前記油圧手段は、エンジン・バルブの閉止の最終段階で前記第二の連通手段が狭くなることをもたらすことができる油圧ブレーキ手段をさらに備え、
    補助油圧タペット(400)が、各可変駆動バルブの駆動ピストン(21)とバルブのステムとの間に配置されて、
    前記補助油圧タペット(400)は、
    可変駆動バルブのステム(8)の一つの端部に接触する端壁を有する第一ブッシング(401)と、
    前記第一ブッシング(401)内に滑動自在に取り付けられて、前記駆動ピストン(21)の対応する端部に接触する端部を有する第二ブッシング(402)と、
    前記第二ブッシング(402)と前記駆動ピストン(21)との間に形成されて、前記第一チャンバに加圧流体を与えるための通路と連通している第一チャンバ(403)と、
    前記第一ブッシング(401)と前記第二ブッシング(402)との間に形成された第二チャンバ(411)と、
    前記補助油圧タペット(400)の前記第一チャンバ(403)だけから前記第二チャンバ(411)に流体が流れることを可能にするために前記第二ブッシングの壁にある通路(413)を制御する逆止め弁(410)と、
    を備える、複数のシリンダを備えた内燃機関エンジンであって、
    補助油圧タペット(400)の前記第一ブッシング(401)は駆動ピストン(21)の案内ブッシング(22)の外側に取り付けられて、
    エンジンの各シリンダに対して少なくとも2つの可変駆動バルブ(7)が設けられて、単一のポンピングピストン(16)によって及び一つの圧力チャンバ(C)によって単一のカム(14)で制御され、単一の電磁弁(24)によって制御され、少なくとも2つのバルブのアクチュエータユニットの可変体積チャンバ(C1、C2)と油圧で連通していることを特徴とする、複数のシリンダを備えた内燃機関エンジン。
    At least one intake valve (7) and at least one exhaust valve for each cylinder, each comprising return spring means (9) for biasing the valve toward the closed position to control each intake pipe and exhaust pipe;
    At least one camshaft for driving the intake and exhaust valves of the engine cylinder by each tappet (15);
    Electronic control means (25) for controlling each solenoid valve (24) to change the opening time and travel of the variable drive valve as a function of one or more operating parameters of the engine;
    With
    Each intake valve (7) is moved against the action of the aforementioned return spring means (9) and connected to the intake valve tappet (15) by insertion of hydraulic means including a pressurized fluid chamber (C). Pumped piston (16) is variably driven by each tappet protruding into it,
    The pressurized fluid chamber (C) separates the variable drive valve (7) from each tappet (15) and provides a solenoid valve (7) for rapid closing of the valve by the action of each return spring means (9). 24) can be connected to the exhaust channel,
    Said hydraulic means further comprises an actuator assembly for each variable drive valve including a drive piston (21) slidably mounted in a guide bushing (22),
    The drive piston (21) facing the variable volume chamber (21a) is controlled by a check valve (32) that only allows fluid to flow from the pressurized fluid chamber (C) to the variable volume chamber. In communication with the pressurized fluid chamber (C) by means of the communication means and by a second communication means (42) allowing flow in both directions between the two chambers,
    The hydraulic means further comprises hydraulic brake means that can cause the second communication means to narrow at the final stage of closing the engine valve;
    An auxiliary hydraulic tappet (400) is disposed between the drive piston (21) of each variable drive valve and the stem of the valve;
    The auxiliary hydraulic tappet (400)
    A first bushing (401) having an end wall in contact with one end of the stem (8) of the variable drive valve;
    A second bushing (402) slidably mounted within the first bushing (401) and having an end contacting the corresponding end of the drive piston (21);
    A first chamber (403) formed between the second bushing (402) and the drive piston (21) and in communication with a passage for providing pressurized fluid to the first chamber;
    A second chamber (411) formed between the first bushing (401) and the second bushing (402);
    Control the passage (413) in the wall of the second bushing to allow fluid to flow from only the first chamber (403) of the auxiliary hydraulic tappet (400) to the second chamber (411). A check valve (410);
    An internal combustion engine having a plurality of cylinders,
    The first bushing (401) of the auxiliary hydraulic tappet (400) is attached to the outside of the guide bushing (22) of the drive piston (21),
    At least two variable drive valves (7) are provided for each cylinder of the engine, controlled by a single cam (14) by a single pumping piston (16) and by a single pressure chamber (C), Internal combustion engine with a plurality of cylinders controlled by a single solenoid valve (24) and in hydraulic communication with variable volume chambers (C1, C2) of at least two valve actuator units .
  2. エンジンの排気バルブ(70)を機械的に駆動するカム(28)と、前記ポンピングピストン(16)によってエンジンの吸気バルブを駆動するカム(14)と、を有する単一のカム軸を備えることを特徴とする、請求項1記載のエンジン。   A cam (28) that mechanically drives the exhaust valve (70) of the engine and a cam (14) that drives the intake valve of the engine by the pumping piston (16). The engine of claim 1, characterized in that:
  3. 案内ブッシング(22)の内径は、補助油圧タペット(400)の前記第一ブッシング(401)の外径より相当に小さいことを特徴とする、請求項1記載のエンジン。   Engine according to claim 1, characterized in that the inner diameter of the guide bushing (22) is considerably smaller than the outer diameter of the first bushing (401) of the auxiliary hydraulic tappet (400).
  4. 補助油圧タペット(400)の第二ブッシング(402)は、案内ブッシング(22)の外側に位置決めされることを特徴とする、請求項1又は3に記載のエンジン。   Engine according to claim 1 or 3, characterized in that the second bushing (402) of the auxiliary hydraulic tappet (400) is positioned outside the guide bushing (22).
  5. 補助油圧タペット(400)の第二ブッシング(402)は、駆動ピストン(21)の案内ブッシング(22)の内側に位置決めされることを特徴とする、請求項1又は3に記載のエンジン。   Engine according to claim 1 or 3, characterized in that the second bushing (402) of the auxiliary hydraulic tappet (400) is positioned inside the guide bushing (22) of the drive piston (21).
  6. 駆動ピストン(21)は、補助油圧タペット(400)の前記第二ブッシング(402)の内側に位置決めされた縮小された直径を持った一つの端部を有していることを特徴とする、請求項5記載のエンジン。
    The drive piston (21) has one end with a reduced diameter positioned inside the second bushing (402) of the auxiliary hydraulic tappet (400), Item 5. The engine according to Item 5.
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