JP2009257319A - エンジンバルブアクチュエータ及び内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】従来のエンジンバルブアクチュエータでは、開動作、閉動作とも油圧エネルギーを消費するが、エネルギー効率が悪いといという問題がある。
【解決手段】内燃機関のエンジンバルブを駆動するエンジンバルブアクチュエータにおいて、エンジンバルブ側にロッド貫通穴が穿設された弁駆動シリンダと、ロッド貫通穴に挿通された弁ロッドと、弁ロッドの一端に取り付けられた弁駆動ピストンと、弁駆動シリンダの側面に隣接して取り付けられた３方切替制御弁と、弁駆動ピストンの上面側の弁駆動シリンダ上室と３方切替制御弁とを接続する開弁用油圧通路と、油圧ポンプからの作動油を３方切替制御弁に供給する油圧供給通路とを備え、弁駆動ピストンの下面側の弁駆動シリンダ下室を油圧供給通路に接続したことを特徴とするエンジンバルブアクチュエータ。これにより、エネルギー効率が向上する。
【選択図】図２

Description

本発明は、内燃機関の吸気弁、排気弁を、高速かつ正確に駆動するためのエンジンバルブアクチュエータ及び内燃機関に関する。

従来、内燃機関の制御の自由度を高めるため、アクチュエータ及び油圧サーボ弁等を用いて吸気弁、排気弁を制御する油圧式弁駆動装置が用いられている。
例えば、弁を開動作（リフト）のみをアクチュエータにて行う、油圧式弁駆動装置が提案されている（例えば、特許文献１、２。）。
また、弁を開動作（リフト）及び閉動作をアクチュエータにて行う、油圧式弁駆動装置も提案されている（例えば、特許文献３。）。

上記の各特許文献に開示された油圧サーボ弁等を用いて吸気弁、排気弁を制御する油圧式弁駆動装置において、制御精度を高めるためには、変位計にてアクチュエータのピストンの位置を検出し、その検出値に基づきフィードバック制御をする必要がある。
しかしながら、特許文献１〜３には変位計については何等記載されていない。
そして、特許文献１に開示されたものでは、変位計を設けることが困難であるという問題がある。

また、特許文献２、３に開示された両ロッド式のものでは、吸気弁、排気弁と反対側に突出したピストンロッドに変位計を設けることが可能である。
しかしながら、両ロッド式のものでは、変位計も含めたアクチュエータ全体の寸法（特に長さ）が増加するという問題がある。
更に、吸気弁、排気弁と反対側（外部）に油が洩れることは許されないが（吸気弁、排気弁側への作動油の若干の漏洩は許容される）、両ロッド式のものでは、構造上、吸気弁、排気弁と反対側のピストンロッドを完璧にシールすることができないという問題がある。

また、特許文献３に記載のものでは、開動作（リフト）、閉動作とも油圧エネルギーを消費するが、エネルギー効率が悪いという問題がある。

特開２００３−３２８７１３号公報 特開２００７−２３１９１２号公報 特開２００５−１３９９９４号公報

本発明は、アクチュエータによる開動作（リフト）、閉動作時の油圧エネルギー効率が良く、且つ、吸気弁、排気弁の制御精度が高く、作動油が外部に漏れることがなく、更には、変位計を容易に取り付けることができる、エンジンバルブアクチュエータ及び内燃機関を提供することを目的とする。

本発明は上記従来の課題を解決するためになされたもので、特許請求の範囲に記載された各発明は、エンジンバルブアクチュエータとして、それぞれ以下に述べる各手段を採用したものである。

（１）第１の手段のエンジンバルブアクチュエータは、
内燃機関のエンジンバルブを駆動するエンジンバルブアクチュエータにおいて、
前記エンジンバルブ側にロッド貫通穴が穿設された弁駆動シリンダと、
前記ロッド貫通穴に挿通された弁ロッドと、
前記弁ロッドの一端に取り付けられた弁駆動ピストンと、
前記弁駆動シリンダの側面に隣接して取り付けられた３方切替制御弁と、
前記弁駆動ピストンの上面側の弁駆動シリンダ上室と前記３方切替制御弁とを接続する開弁用油圧通路と、
油圧ポンプからの作動油を前記３方切替制御弁に供給する油圧供給通路とを備え、
前記弁駆動ピストンの下面側の弁駆動シリンダ下室を前記油圧供給通路に接続したことを特徴とする。

（２）第２の手段は、第１の手段のエンジンバルブアクチュエータにおいて、
前記弁駆動ピストンの上面中央に穿設されたピストン中央凹部と、
前記ピストン中央凹部の内側面に取り付けられたターゲットと、
前記弁駆動シリンダの上部蓋から前記ターゲットと対峙するように挿入された変位計とを備えたことを特徴とする。

（３）第３の手段は、第１又は２の手段のエンジンバルブアクチュエータにおいて、
前記３方切替制御弁は、
マニホルドブロック内に固定されたスリーブ内を滑動するスプールを有し、
前記スプールの外周面に形成されたスプール孔連通室５１への作動油の量を制御する孔は、先端側の周方向の幅が後端側の周方向の幅より小さく形成されていることを特徴とする。

（４）第４の手段の内燃機関は、
シリンダブロックと、
前記シリンダブロック内を上下動する燃焼用ピストンと、
排気弁及び給気弁と、
前記排気弁及び前記給気弁を各々駆動する第１乃至３のいずれかの手段に記載のエンジンバルブアクチュエータとを備えたことを特徴とする。

特許請求の範囲に記載の各請求項に係る発明は、上記の各手段を採用しており、油圧ポンプからの供給エネルギーを小さくできるとともに、押した場合のエネルギーの一部を回収できる。
また、変位計を弁駆動シリンダ内に納めているので、排気弁及び給気弁側と反対側にロッドを突き出す必要がなく、従来の両ロッドシリンダ式のものに比べて、弁駆動装置全体の寸法を小さくすることができるとともに、摺動シールが不要となる。

本発明の第１の実施形態に係るエンジンバルブアクチュエータの概要図である。 図１における片ロッドシリンダの詳細模式図である。 図２における３方切替制御弁の縦端面図及びスリーブの平面図である。 図３のＡ−Ａ断面図である。 図４のＢ−Ｂ断面図である。

以下、図１、図２に基づいて本発明の実施の形態に係るエンジンバルブアクチュエータを説明する。
図１は、本発明の第１の実施形態に係るエンジンバルブアクチュエータの概要図、図２は、図１における片ロッドシリンダの詳細模式図である。

図１に示すように、本発明の実施の形態に係るエンジンバルブアクチュエータは、内燃機関１のシリンダブロック２内での燃焼用ピストン３の上下動に伴い、エンジンバルブとしての排気弁４ａ及び給気弁４ｂを駆動するものである。
排気弁４ａ、給気弁４ｂは、各々、弁ロッド５の下端に固定されており、弁ロッド５に設けられたバルブスプリング６により閉弁方向に付勢されている。

各弁ロッド５の先端部には、弁駆動装置１０が設けられている。
弁駆動装置１０は、弁駆動シリンダ１１と、弁駆動シリンダ１１内に移動可能に収納された弁駆動ピストン１２と、弁駆動ピストン１２を駆動するためのサーボ弁１３と、弁駆動ピストン１２の位置を計測する変位計１５、及び弁駆動シリンダ１１上部蓋を兼ねた変位計取付台１４等を備えている。

＜弁駆動装置の構成＞
次に、図２に基づき、各弁駆動装置１０の詳細な構成につき説明する。
図２に示すように、弁駆動シリンダ１１内には、上下に移動可能な弁駆動ピストン１２が収納されている。
弁駆動シリンダ１１の下部中央には、ロッド貫通穴１８が穿設され、このロッド貫通穴１８に弁ロッド５が上下動自在に液密に挿入されている。
ロッド貫通穴１８を貫通した弁ロッド５の先端は、弁駆動ピストン１２の下面に接続されている。

弁駆動シリンダ１１下部内面と弁駆動ピストン１２の下面との間の空間が、弁駆動シリンダ下室１１ｂとなっている。
このとき、弁駆動ピストン１２の横断面積から弁ロッド５の横断面積を除したものが、ピストン下面面積Ａ２となっている。

弁駆動ピストン１２の上面には、ピストン中央凹部１７が形成されている。
このとき、弁駆動ピストン１２の上面周囲及びピストン中央凹部１７の底部と、弁駆動シリンダ１１上部蓋を兼ねた変位計取付台１４の下面との間の空間が、弁駆動シリンダ上室１１ａとなっている。
このピストン中央凹部１７の側面には、弁駆動ピストン１２の位置を計測するためのターゲット１６が、弁駆動ピストン１２の移動方向に数条取り付けられている。

弁駆動シリンダ１１の上部には、弁駆動シリンダ１１上部蓋を兼ねた変位計取付台１４が液密に取り付けられている。
変位計取付台１４の中央には、変位計挿入孔１９が穿設されている。
変位計１５は、変位計取付台１４に取り付けられている。
この変位計１５の先端は、変位計挿入孔１９に挿入され、弁駆動ピストン１２のピストン中央凹部１７の内部に延在し、ターゲット１６と対峙するようになっている。
そして、変位計１５によりターゲット１６の位置を測定することにより、弁駆動ピストン１２の位置を計測するようになっている。

このとき、ピストン中央凹部１７の側部内面と変位計１５の外周囲との隙間は、駆動油の流れを阻害或いは抑制しないように十分な距離を保っている。
したがって、駆動油圧が作用するピストン上面面積Ａ１は、弁駆動ピストン１２のピストン中央凹部１７の周囲の面積Ａ１ａとピストン中央凹部１７の底の面積Ａ１ｂとを加算したものとなっている。
この場合、ピストン上面面積Ａ１＞ピストン下面面積Ａ２となる。
一方、特許文献２のような両ロッドシリンダ式のものでは、ピストン上面面積≒ピストン下面面積となっている。

＜サーボ弁の構成＞
弁駆動シリンダ１１の外部側面には、サーボ弁１３が隣接して取り付けられている。
なお、図２では、３方切替制御弁２２を模式的に図示しているが、実際は周知のようにスプール、油路、電磁コイル等により構成されている。

３方切替制御弁２２の出口は、開弁用油圧通路２０を介して弁駆動シリンダ上室１１ａに接続されている。
３方切替制御弁２２の入口の一方は、油圧供給通路２１を介して弁駆動シリンダ下室１１ｂに接続されている。
また、油圧ポンプ２４は、給油配管２３を介して油圧供給通路２１に接続されている。
また、３方切替制御弁２２の入口の他方は、排油配管２５が接続されている。

弁駆動装置１０は上記のごとく構成されており、弁ロッド５を押し出し時には、３方切替制御弁２２をＢポート側に切替えることにより、油圧ポンプ２４からの作動油は、給油配管２３、油圧供給通路２１、３方切替制御弁２２、開弁用油圧通路２０介して弁駆動シリンダ上室１１ａに供給される。
このとき、油圧供給通路２１は弁駆動シリンダ下室１１ｂにも通じており、弁駆動シリンダ下室１１ｂから流れ出た作動油も、油圧供給通路２１、３方切替制御弁２２、開弁用油圧通路２０介して弁駆動シリンダ上室１１ａに供給される。

逆に、弁ロッド５を押し出す場合引き時には、３方切替制御弁２２をＡポート側に切替えることにより、油圧ポンプ２４からの作動油は、給油配管２３、油圧供給通路２１を介して（３方切替制御弁２２を介すことなく）弁駆動シリンダ下室１１ｂに供給される。
また、弁駆動シリンダ上室１１ａから流れ出た作動油は、開弁用油圧通路２０、３方切替制御弁２２、排油配管２５を介して外部に排出される。

＜作動原理の説明＞
本発明の実施の形態に係る片ロッドシリンダ式のエンジンバルブアクチュエータの作動原理につき、特許文献２に記載のような両ロッドシリンダと対比しながら、どちらが大きなパワーを発揮できるか、同じ推力を同じ速度で発生させた場合、どちらの供給エネルギーが大きいかにつき説明する。

一般的にサーボ弁の流量特性は、次の式１のようになっている。
Ｑ＝Ｑｏ√（ΔＰ／Ｐｏ） （１）
なお、
Ｐｏ：基準圧力、
Ｑｏ：基準流量、
ΔＰ：３方切替制御弁を通過したことにより降下した圧力、
Ｑ：圧力ΔＰのときの流量、である。

押し時においては、各圧力、流量は、次に式２、式３のようになる。
Ｑ１＝Ｑｏ√｛（Ｐｓ−Ｐｌ）／Ｐｏ｝ （２）
Ｖ＝Ｑ１／Ａ１＝Ｑｏ／Ａ１・√（１／Ｐｏ）・√（Ｐｓ−Ｐ１） （３）
なお、
Ｑ１：シリンダ上室流入油量（押し出し時）、
Ｐｓ：油圧ポンプ吐出圧力、
Ｐｌ：シリンダ上室内圧力（押し出し時）、
Ｑ１：シリンダ上室流入油量（押し出し時）、
Ａ１：ピストン上面面積、
Ｖ：ピストン移動速度、である。

ピストン移動速度Ｖを計算する上で、３方切替制御弁２２により圧力が降下するため、シリンダ上室内圧力Ｐ１は未知数である。
しかしながら、弁駆動シリンダ下室１１ｂは、油圧ポンプ２４に直結（３方切替制御弁２２を介していない）しているため、外力Ｆが作用しているとき、Ｆ＝Ｐ１・Ａ１−Ｐ２・Ａ２＝Ｐ１・Ａ１−Ｐｓ・Ａ２となる。
したがって、次の式４により、シリンダ上室内圧力Ｐ１が得られる。
Ｐ１＝（Ｆ＋Ｐｓ・Ａ２）／Ａ１ （４）
なお、
Ｆ：外力、
Ａ２：ピストン下面面積（引き時のピストン面積）、である。

一方、特許文献２に記載のような両ロッドシリンダ式のものでは、
ピストン上面面積Ａ１＝ピストン下面面積Ａ２であるため、
Ｆ＝Ａ１（Ｐ１−Ｐ２） （５）
となる。
また、両ロッドシリンダにサーボ弁を使用した場合、シリンダ上室に入る作動油量とシリンダ下室から出る作動油量は同じであるから、式６〜式８により、シリンダ上室内圧力Ｐｌ（押し出し時）は式９のようになる。
Ｐｓ−Ｐ１＝Ｐ２−０ （６）
Ｐ２＝Ｐｓ−Ｐ１ （７）
Ｆ＝Ａ１（２・Ｐ１−Ｐｓ） （８）
Ｐ１＝１／２・（Ｆ／Ａ１＋Ｐｓ） （９）
なお、Ｐ２：シリンダ下室内圧力（押し出し時）である。

これに対し、本発明の実施の形態に係る片ロッドシリンダ式のものでは、α＝Ａ２／Ａ１とすると、式４より、シリンダ上室内圧力Ｐ１は、次式１０のようになる。
Ｐ１＝Ｆ／Ａ１＋Ｐｓ・α （１０）

片ロッドシリンダ式のもの、両ロッドシリンダ式のものも、押し出し時の速度は式３より、シリンダ上室内圧力Ｐ１で決まる。
そこで、片ロッドシリンダ式のものと両ロッドシリンダ式のものもとで同じ負荷条件で、同じシリンダ上室内圧力Ｐ１にすることができるかにつき検討する。

式９＝式１０とおくと、次のようになる。
Ｆ／Ａ１＋Ｐｓ・α＝１／２・Ｆ／Ａ１＋１／２・Ｐｓ
α＝１／Ｐｓ（１／２・Ｐｓ−１／２・Ｆ／Ａ１）
＝１／（２・Ｐｓ）・（Ｐｓ−Ｆ／Ａ１） （１１）
もし、慣性負荷のように最大速度時にＦが０となれば、α＝１／２で片ロッドシリンダ式のものと両ロッドシリンダ式のものもとは同じになる。

式１１により、外力Ｆ／ピストン上面面積Ａ１の値に応じてαを決めれば、片ロッドシリンダ式のものと両ロッドシリンダ式のものでは、同じサーボ弁、同じ押し側面積のシリンダを使って同じ性能（＝負荷が作用した場合の速度が同じ）を得ることができる。
更にαを小さくできれば、片ロッドシリンダ式のものの方が速度を速くすることができ、効率的となる。

なお、油圧ポンプ吐出圧力Ｐｓ＝外力Ｆ／ピストン上面面積Ａ１ではα＝０となるが、両ロッドシリンダ式のものでも式１０より、シリンダ上室内圧力Ｐ１＝油圧ポンプ吐出圧力Ｐｓとなり、式３よりピストン移動速度Ｖ＝０であるため、シリンダとして機能しない。

引き時においては、シリンダ速度Ｖは、次式１２のようになり、
Ｖ＝Ｑｏ／Ａ１・√（１／Ｐｏ）・√Ｐ１ （１２）
シリンダ上室内圧力Ｐ１が大きいほうが速度は大きくすることができる。
この場合、α＝Ａ２／Ａ１を、式１１により選べば同じ性能となる。

尚、本発明の実施の形態に係る片ロッドシリンダ式のものでは、燃焼用ピストン３を駆動するためのポンプ吐出量Ｑｐは、図２から明らかなように、押し時の弁駆動シリンダ下室１１ｂからの排出側の油を、油圧供給通路２１即ち油圧ポンプ２４の吐出口に戻しており、両ロッドシリンダ式のものより小さくなる。
引き時は、片ロッドシリンダのものではピストン下面面積Ａ２＜ピストン上面面積Ａ１であり、必要ポンプ吐出量Ｑｐが小さいのは明らかである。

＜３方切替制御弁の構造＞
次に、図３〜図５に基づいて本発明の実施の形態に係るエンジンバルブアクチュエータに採用する３方切替制御弁２２の構造につき説明する。
図３は、図２における３方切替制御弁の縦端面図及びスリーブの平面図である。
なお、図３中の上半部（ａ）は、３方切替制御弁の縦端面図であり、下半部（ｂ）は、スリーブの平面図である。

図４は、図３のＡ−Ａ断面図である。
図５は、図４のＢ−Ｂ断面図である。
なお、図５（ａ）は、スリーブの油圧供給孔４５及びスリーブの排油孔４６の第１の例、図５（ｂ）は第２の例、図５（ｃ）は第３の例、図５（ｄ）は第４の例である。

上記のエンジンバルブアクチュエータにおいては、小型の弁駆動装置１０を高速で作動させることが必要であり、速度に見合った大容量の３方切替制御弁２２を使用する必要がある。
しかしながら、大型の３方切替制御弁２２を使用した場合、弁駆動装置１０の流量ゲインが高くなるため、全体の制御ゲインを高くとることができない（制御の精度が低くなる）。
制御ゲインを高く取れないと、３方切替制御弁２２の製作誤差、電気ノイズ、機械的ノイズ等の外乱を抑制することができず、位置決め制度が低下することになる。

そこで、以下に示すように、３方切替制御弁２２の容量を決定するスリーブの各孔の形状を、高精度が要求される小開度のときは幅が狭くなるようして流量ゲインを落とし、高速が要求される大開度のときは幅が広くなるようにして流量ゲインを大きくすることで、高精度且つ大容量の３方切替制御弁２２を構成する。

図３に示すように、３方切替制御弁２２は、筒状のマニホルドブロック（ハウジング）３０と、マニホルドブロック３０内に液密に固定された筒状のスリーブ４０と、スリーブ４０内を液密に前後方向に、図示略の電磁コイル等により滑動されるスプール５０とにより構成されている。
マニホルドブロック３０の一方側（図３の左側）には、図２に図示の油圧供給通路２１に接続される油圧供給ポート３２が形成されている。
マニホルドブロック３０の中央には、開弁用油圧通路２０に接続される開弁用油ポート３１が形成されている。
マニホルドブロック３０の他方側（図３の右側）には、排油配管２５に接続される排油ポート３３が形成されている。

スリーブ４０の一方側の外周面には、リング状の溝が形成され、この溝とマニホルドブロック３０の内周面とでリング状の供給用連通室４２が形成されている。
供給用連通室４２は、マニホルドブロック３０の油圧供給ポート３２と連通している。
更に、スリーブ４０の一方側の内側には、供給用連通室４２と連通する２個の油圧供給孔４５が形成されている。

また、スリーブ４０の中央の外周面には、リング状の溝が形成され、この溝とマニホルドブロック３０の内周面とでリング状の開弁用連通室４１が形成されている。
この開弁用連通室４１は、マニホルドブロック３０の開弁用油ポート３１と連通している。
更に、スリーブ４０の中央の内側には、開弁用連通室４１と連通する３〜６個の開弁油孔４４が形成されている。

また、スリーブ４０の他方側の外周面には、リング状の溝が形成され、この溝とマニホルドブロック３０の内周面とでリング状の排油用連通室４３が形成されている。
この排油用連通室４３は、マニホルドブロック３０の排油ポート３３と連通している。
更に、スリーブ４０の他方側の内側には、排油用連通室４３に連通する２個の排油孔４６が形成されている。

スプール５０の外周面には、リング状の溝が形成され、この溝とスリーブ４０の内周面とで、リング状のスプール孔連通室５１が形成されている。

そして、スプール５０を一方側に駆動することにより、図２に図示の油圧ポンプ２４からの作動油は、油圧供給通路２１、油圧供給ポート３２、供給用連通室４２、油圧供給孔４５、スプール孔連通室５１、開弁油孔４４、開弁用連通室４１、開弁用油ポート３１、及び開弁用油圧通路２０を流れて、図２に図示の弁駆動シリンダ上室１１ａに供給される。
逆に、スプール５０を他方側に駆動することにより、図２に図示の弁駆動シリンダ上室１１ａから流れ出た作動油は、開弁用油圧通路２０、開弁用油ポート３１、開弁用連通室４１、開弁油孔４４、スプール孔連通室５１、排油孔４６、排油用連通室４３、排油ポート３３、排油配管２５を流れて外部に排出される。

次に、図４、図５（ａ）に基づき、スリーブ４０の油圧供給孔４５及び排油孔４６の形状の第１の例につき詳細に説明する。
３方切替制御弁２２を高精度且つ大容量のものとすべく、スリーブ４０の油圧供給孔４５及び排油孔４６を次のような形状にしている。

油圧供給孔４５（排油孔４６）は、先端側（通油開始端側）の小開度部４５ａ（４６ａ）と、小開度部４５ａ（４６ａ）に連続する漸増開度部４５ｂ（４６ｂ）と、漸増開度部４５ｂ（４６ｂ）に連続する大開度部４５ｃ（４６ｃ）とにより形成されている。
漸増開度部４５ｂ（４６ｂ）は、図５（ａ）に図示の例では、周方向の幅が直線状に拡張している。
また、小開度部４５ａ（４６ａ）は、大開度部４５ｃ（４６ｃ）の周方向の中央に位置している。
また、小開度部４５ａ（４６ａ）、漸増開度部４５ｂ（４６ｂ）及び大開度部４５ｃ（４６ｃ）の孔の周方向の両側の側壁は、半径方向ではなく、図４に図示のように、半径方向に並行になっている。

なお、小開度部の周方向の幅ＬＳと大開度部の周方向の幅ＬＬとの前後幅比ＬＬ／ＬＳは、作動油の圧力或いは油量により異なるが、前後幅比ＬＬ／ＬＳ＝５〜１０の範囲とするのが好ましい。
前後幅比ＬＬ／ＬＳが小さ過ぎると、制御の精度が低下し、前後幅比ＬＬ／ＬＳが大き過ぎると、作動開始時の容量が小さくなる。

次に、この油圧供給孔４５（排油孔４６）の形状の第２〜４の例を、図５（ｂ）、図５（ｃ）、図５（ｄ）に基づき説明する。
図５（ｂ）に図示の油圧供給孔４５（排油孔４６）の第２の例では、漸増開度部４５ｂ（４６ｂ）は、直線状ではなく、大開度部４５ｃ（４６ｃ）に行くに従い開度率が大きくなるように曲線状に形成されている。

また、図５（ｃ）に図示の第３の例では、小開度部４５ａ（４６ａ）が偏心しており、小開度部４５ａ（４６ａ）の周方向の一方端壁、漸増開度部４５ｂ（４６ｂ）周方向の一方端壁及び大開度部４５ｃ（４６ｃ）の周方向の一方端壁が、周方向に一致するように形成されている。
このような形状にすれば、制御開始時において小開度部４５ａ（４６ａ）からスプール孔連通室５１内に流入した作動油は、スプール孔連通室５１内においてスプール５０に正面から衝突することなく周面に沿って流れ込む。

また、３方切替制御弁２２の容量、油圧圧力、３方切替制御弁２２により制御される制御対象機器の種類によっては、図５（ｄ）に図示のように、漸増開度部４５ｂ（４６ｂ）を省略し、小開度部４５ａ（４６ａ）と大開度部４５ｃ（４６ｃ）とを、直接連続するようにすることも考えられる。

このように、油圧供給孔４５（排油孔４６）の先端側の周方向の幅を後端側の周方向の幅より小さくすることより、高精度且つ大容量の３方切替制御弁２２を得ることができる。

＜その他の実施の形態＞
以上、本発明の各実施の形態について説明したが、本発明は上記の各実施の形態に限定されず、本発明の範囲内で種々の変更を加えてよいことは言うまでもない。

＜効果＞
本発明の実施の形態に係る片ロッドシリンダ式のエンジンバルブアクチュエータによれば、ピストン上面面積Ａ１とピストン下面面積Ａ２との面積比αを最適に選ぶことにより、従来の両ロッドシリンダ式のものと同じ性能が得られるにも係わらず、油圧ポンプ２４からの供給エネルギを小さくできる。
勿論、片ロッドシリンダ式のものは、変位計が弁駆動シリンダ１１内に納めているので、排気弁４ａ及び給気弁４ｂ側と反対側にロッドを突き出す必要がなく、従来の両ロッドシリンダ式のものに比べて、弁駆動装置１０全体の寸法を小さくすることができ機能的なメリットもある。

また、変位計を弁駆動シリンダ１１内部に組み込んでいるので、摺動シールが不要となる。
また、押し、引きの必要エネルギーを負荷に応じて最適に設定できるとともに、従来の両ロッドシリンダ式のものでは絶対に不可能な押した場合のエネルギーの一部を回収できる。
また、吸排気バルブ制御側からの作動油洩れはない（なお、排気弁４ａ及び給気弁４ｂ側は、作動油が多少漏れたとしても、エンジンの燃料と共に燃焼するため問題無い）。

１ 内燃機関
２ シリンダブロック
３ 燃焼用ピストン
４ａ 排気弁
４ｂ 給気弁
５ 弁ロッド
６ バルブスプリング
１０ 弁駆動装置
１１ 弁駆動シリンダ
１１ａ 弁駆動シリンダ上室
１１ｂ 弁駆動シリンダ下室
１２ 弁駆動ピストン
１３ サーボ弁
１４ 変位計取付台
１５ 変位計
１６ ターゲット
１７ ピストン中央凹部
１８ ロッド貫通穴
１９ 変位計挿入孔
２０ 開弁用油圧通路
２１ 油圧供給通路
２２ ３方切替制御弁
２３ 給油配管
２４ 油圧ポンプ
２５ 排油配管
３０ マニホルドブロック
３１ 開弁用油ポート
３２ 油圧供給ポート
３３ 排油ポート
４０ スリーブ
４１ 開弁用連通室
４２ 供給用連通室
４３ 排油用連通室
４４ スリーブの開弁油孔
４５ スリーブの油圧供給孔
４５ａ 小開度部
４５ｂ 漸増開度部
４５ｃ 大開度部
４６ スリーブの排油孔
４６ａ 小開度部
４６ｂ 漸増開度部
４６ｃ 大開度部
５０ スプール
５１ スプール孔連通室
Ｑｏ 基準流量
Ｑ 弁降下圧力ΔＰのときの流量
Ｑ１ シリンダ上室流入油量
Ｑ２ シリンダ下室流出油量
Ｑｓ 油圧ポンプ吐出油量
Ｑｐ ポンプ吐出量
Ｐｏ 基準圧力
Ｐｌ シリンダ上室内圧力
Ｐ２ シリンダ下室内圧力
Ｐｓ 油圧ポンプ吐出圧力
Ａ１ ピストン上面面積
Ａ２ ピストン下面面積
Ｆ 外力
Ｖ ピストン移動速度
ＬＳ 小開度部の周方向の幅
ＬＬ 大開度部の周方向の幅

Claims (4)

1. 内燃機関のエンジンバルブを駆動するエンジンバルブアクチュエータにおいて、
   前記エンジンバルブ側にロッド貫通穴が穿設された弁駆動シリンダと、
   前記ロッド貫通穴に挿通された弁ロッドと、
   前記弁ロッドの一端に取り付けられた弁駆動ピストンと、
   前記弁駆動シリンダの側面に隣接して取り付けられた３方切替制御弁と、
   前記弁駆動ピストンの上面側の弁駆動シリンダ上室と前記３方切替制御弁とを接続する開弁用油圧通路と、
   油圧ポンプからの作動油を前記３方切替制御弁に供給する油圧供給通路とを備え、
   前記弁駆動ピストンの下面側の弁駆動シリンダ下室を前記油圧供給通路に接続したことを特徴とするエンジンバルブアクチュエータ。
2. 前記弁駆動ピストンの上面中央に穿設されたピストン中央凹部と、
   前記ピストン中央凹部の内側面に取り付けられたターゲットと、
   前記弁駆動シリンダの上部蓋から前記ターゲットと対峙するように挿入された変位計とを備えたことを特徴とする請求項１に記載のエンジンバルブアクチュエータ。
3. 前記３方切替制御弁は、
   マニホルドブロック内に固定されたスリーブと、
   前記スリーブ内を滑動するスプールとを有し、
   前記スプールの外周面に形成されたスプール孔連通室への作動油の量を制御する孔は、先端側の周方向の幅が後端側の周方向の幅より小さく形成されていることを特徴とする請求項１又は２に記載のエンジンバルブアクチュエータ。
4. シリンダブロックと、
   前記シリンダブロック内を上下動する燃焼用ピストンと、
   排気弁及び給気弁と、
   前記排気弁及び前記給気弁を各々駆動する請求項１乃至３のいずれかに記載のエンジンバルブアクチュエータとを備えたことを特徴とする内燃機関。

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