JP2019065860A - 内燃機関における気筒休止のためのスイッチングローラーフィンガーフォロワーの開発 - Google Patents

内燃機関における気筒休止のためのスイッチングローラーフィンガーフォロワーの開発 Download PDF

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ダン ラドレスク，アンドレイ
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Abstract

【課題】内燃機関のシリンダーのエンジンバルブを選択的に休止させるシステムを提供する。【解決手段】このシステムは、エンジンバルブと回転カムローブとの間のスイッチングロッカーアームアセンブリ１１００を使用する。この構成は、バルブ毎に単一のカムローブを使用して作動させることができる。ロッカーアセンブリ１１００は、一端で第２アーム１１０２と旋回可能に連結される第１アーム１１０１を使用する。第１アーム１１０１はバルブに係合し、第２アーム１１０２は、カムローブに係合するローラーベアリング１１１６を有する。ラッチは、ラッチ時に、第１アーム１１０１と第２アーム１１０２をカム面に追随して一体に移動させる。未ラッチ時には、第２アーム１１０２は、回転するカム面に追随してそれに従って移動するが、第１アーム１１０１は追随せず、バルブを駆動しない。これによって、シリンダーが休止する。【選択図】図９９

Description

本出願は、２０１２年５月１１日に出願された「ＤＥＶＥＬＯＰＭＥＮＴ ＯＦ Ａ ＳＷＩＴＣＨＩＮＧ ＲＯＬＬＥＲ ＦＩＮＧＥＲ ＦＯＬＬＯＷＥＲ ＦＯＲ ＣＹＬＩＮＤＥＲ ＤＥＡＣＴＩＶＡＴＩＯＮ ＩＮ ＧＡＳＯＬＩＮＥ ＥＮＧＩＮＥ ＡＰＰＬＩＣＡＴＩＯＮ」と称する米国特許仮出願第６１／７２２，７６５号（ＥＡＴＮ−０１１１−Ｐ０１）の利益を主張するものである。
本出願は、米国特許非仮出願第１３／５３２，７７７号（２０１２年６月２５日出願）、同第１３／０５１，８３９号（２０１１年３月１８日出願）、及び同第１３／０５１，８４８号（２０１１年３月１８日出願）の一部継続出願でもある。
米国特許非仮出願第１３／５３２，７７７号は、米国特許出願第１２／８５６，２６６号（２０１０年８月１３日出願。現在、米国特許第８，２１５，２７５号）の継続出願である。
本出願は、全て２０１３年４月２２日を出願日とする米国特許非仮出願第１３／８６８，２４９号（ＥＡＴＮ−０２０１−Ｕ０１）、同第１３／８６８，０３５号（ＥＡＴＮ−０２０１−Ｕ０１−Ｃ０１）、同第１３／８６８，０４５号（ＥＡＴＮ−０２０２−Ｕ０１）、同第１３／８６８，０５４号（ＥＡＴＮ−０２０２−Ｕ０１−Ｃ０１）、同第１３／８６８，０６１号（ＥＡＴＮ−０２０６−Ｕ０１）、同第１３／８６８，０６７号（ＥＡＴＮ−０２０９−Ｕ０１）、及び、同願第１３／８６８，０６８号（ＥＡＴＮ−０２１０−Ｕ０１）の一部継続出願でもある。
本出願は、両者とも２０１３年４月３０日を出願日とする米国特許非仮出願第１３／８７３，７７４号（ＥＡＴＮ−０２０７−Ｕ０１）及び同第１３／８７３，７９７号（ＥＡＴＮ−０２０８−Ｕ０１−Ｃ０１）の一部継続出願でもある。
本出願は、両者とも２０１３年４月２２日を出願日とする国際出願第ＰＣＴ／ＵＳ２０１３／０３７６６７号（ＥＡＴＮ−０２０４−ＷＯ）及び同ＰＣＴ／ＵＳ２０１３／０３７６６５号（ＥＡＴＮ−０２０６−ＷＯ）、並びに、２０１３年４月３０日を出願日とする国際出願第ＰＣＴ／ＵＳ２０１３／０３８８９６号（ＥＡＴＮ−０２１０−ＷＯ）の一部継続出願でもある。
米国特許非仮出願第１３／８６８，２４９号（ＥＡＴＮ−０２０１−Ｕ０１）、同第１３／８６８，０３５号（ＥＡＴＮ−０２０１−Ｕ０１−Ｃ０１）、同第１３／８６８，０４５号（ＥＡＴＮ−０２０２−Ｕ０１）、同第１３／８６８，０５４号（ＥＡＴＮ−０２０２−Ｕ０１−Ｃ０１）、同第１３／８６８，０６１号（ＥＡＴＮ−０２０６−Ｕ０１）、同第１３／８６８，０６７号（ＥＡＴＮ−０２０９−Ｕ０１）、及び、同願第１３／８６８，０６８号（ＥＡＴＮ−０２１０−Ｕ０１）の全部は、全て２０１２年４月２０日を出願日とする米国特許仮出願第６１／６３６，２７７号（ＥＡＴＮ−０２０５−Ｐ０１）、同第６１／６３７，７８６号（ＥＡＴＮ−０２０６−Ｐ０１）、同第６１／６４０，７０９号（ＥＡＴＮ−０２０９−Ｕ０１）、及び同６１／６４０，７１３号（ＥＡＴＮ−０２１０−Ｕ０１）、並びに、２０１３年３月１日を出願日とする米国特許仮出願第６１／７７７，７６９号（ＥＡＴＮ−０２０２−Ｐ０１）の利益を主張するものである。
米国特許非仮出願第１３／８６８，２４９号（ＥＡＴＮ−０２０１−Ｕ０１）、同第１３／８６８，０３５号（ＥＡＴＮ−０２０１−Ｕ０１−Ｃ０１）、同第１３／８６８，０４５号（ＥＡＴＮ−０２０２−Ｕ０１）、同第１３／８６８，０５４号（ＥＡＴＮ−０２０２−Ｕ０１−Ｃ０１）、同第１３／８６８，０６１号（ＥＡＴＮ−０２０６−Ｕ０１）、同第１３／８６８，０６７号（ＥＡＴＮ−０２０９−Ｕ０１）、及び、同願第１３／８６８，０６８号（ＥＡＴＮ−０２１０−Ｕ０１）は、米国特許出願第１３／０５１，８３９号（２０１１年３月１８日出願）及び同第１３／０５１，８４８号（２０１１年３月１日出願）の一部継続出願である。
米国特許非仮出願第１３／８７３，７７４号（ＥＡＴＮ−０２０７−Ｕ０１）及び同第１３／８７３，９７９号（ＥＡＴＮ−０２０８−Ｕ０１）は、全て２０１２年４月２０日を出願日とする米国特許仮出願第６１／６３６，２７７号（ＥＡＴＮ−０２０５−Ｐ０１）、同第６１／６３７，７８６号（ＥＡＴＮ−０２０６−Ｐ０１）、同第６１／６４０，７０５号（ＥＡＴＮ−０２０７−Ｕ０１）、同６１／６４０，７０７号（ＥＡＴＮ−０２０８−Ｕ０１）、同第６１／６４０，７０９号（ＥＡＴＮ−０２０９−Ｕ０１）、同第６１／６４０，７１３号（ＥＡＴＮ−０２１０−Ｕ０１）、並びに、２０１３年３月１日を出願日とする米国特許仮出願第６１／７７７，７６９号（ＥＡＴＮ−０２０２−Ｐ０１）の利益を主張するものである。
米国特許非仮出願第１３／８７３，７７４号（ＥＡＴＮ−０２０７−Ｕ０１）及び同第１３／８７３，９７９号（ＥＡＴＮ−０２０８−Ｕ０１）は、米国特許出願第１３／０５１，８３９号（２０１１年３月１８日出願）及び同第１３／０５１，８４８号（２０１１年３月１日出願）の一部継続出願である。
本出願は、内燃機関のロッカーアーム構成に関し、詳しくは、効率性が高くかつ新規なバルブ駆動スイッチングロッカーアームシステムに関する。
燃料消費及び温室効果ガス排出の増大並びに世界的なエネルギーコストの上昇に関する地球環境及び世界経済の懸案事項、並びに、低運転コストに対する要求により、法規制及び消費需要が変化している。これらの規制及び要求は益々厳しくなっているため、要望される便益を実現するために、先進のエンジン技術を開発及び実装しなければならない。
図１Ｂは、現行のバルブトレイン構成のいくつかを示す図である。第１型構成（２１）及び第２型構成（２２）の両方で、１つまたは複数のバルブ駆動ローブ３０を備えるカムシャフトは、エンジンバルブ２９の上方に位置している（オーバーヘッドカム）。第１型のバルブトレイン（２１）において、オーバーヘッドカムのローブ３０は、油圧ラッシュアジャスタ（ＨＬＡ）８１２を通じてバルブを直接駆動する。第２型のバルブトレイン（２２）において、オーバーヘッドカムのローブ３０は、ロッカーアーム２５を駆動し、ロッカーアームの第１端がＨＬＡ８１２上を旋回する。
第３型構成（２３）において、ロッカーアーム２８の第１端は、カムローブ３０上に乗ってその上方に位置し、一方、ロッカーアーム３０の第２端は、バルブ２９を駆動する。カムローブ３０が回転すると、ロッカーアームは、固定シャフト３１回りに旋回する。ＨＬＡ８１２は、バルブ２９の先端部とロッカーアーム２８との間に実装することができる。
第４型構成（２４）において、カムローブ３０は、ロッカーアーム２６の第１端及び第２端を、押下ロッド２７を用いて間接的に駆動する。ＨＬＡ８１２は、カムローブ３０と押下ロッド２７との間に実装されるように図示されている。ロッカーアーム２６の第２端は、バルブ２９を駆動する。カムローブ３０が回転すると、ロッカーアームは、固定シャフト３１回りに旋回する。
自動車エンジンにおける第２型バルブトレイン（２２）の製造量の見積もりは、図１Ａに市場全体におけるパーセンテージとして示されているように、２０１９年に製造される最も一般的な構成となるだろうと予測されている。
第２型バルブトレイン（２２）に対して、エンジン内で燃料を最大限活用するために、摩擦、ポンピング、及び熱損失を低減することによってガソリンエンジンの全体的な効率を改善する技術が導入されている。これらの可変バルブ駆動（variable valve actuation：ＶＶＡ）技術のいくつかが既に導入され、また文献により提案されている。
ＶＶＡ装置は、可変バルブリフト（variable valve lift：ＶＶＬ）システムであってもよく、例えば、２０１２年６月２５日に出願された「Ｓｉｎｇｌｅ Ｌｏｂｅ Ｄｅｃａｔｉｖａｔｉｎｇ Ｒｃｏｋｅｒ Ａｒｍ」と称する米国特許出願第１３／５３２，７７７号明細書に記載されているような気筒休止（cylinder deactivation：ＣＤＡ）システムであってもよい。この特許文献の開示内容の全体、または他のバルブ駆動システムは、参照により本明細書に含まれる。上述したように、これらの機構は、性能及び燃費を改善すること、及び／または、エンジンの排気を低減するために開発されたものである。いくつかの種類のＶＶＡロッカーアームアセンブリには、外側ロッカーアーム内に内側ロッカーアームが含まれ、これらのロッカーアームは、ねじりバネにより互いに付勢し合っている。ラッチがラッチ位置にあるとき、内側ロッカーアームと外側ロッカーアームは、一体の要素として動く。ラッチが解除されているとき、内側ロッカーアームと外側ロッカーアームは、互いに独立に動くことができる。
スイッチングロッカーアームは、通常は、上述したような内側アームと外側アームとを含めて、ラッチ状態と未ラッチ状態とを切り換えることによって、バルブ駆動を制御することができる。状況によっては、これらのアームは、異なる複数のカムローブ（例えば、低リフトローブ、高リフトローブ、及び、無リフトローブ）に係合する。ロッカーアームのモードを、内燃機関の運転に適した方法で切り換えるための機構が必要となる。
第２型ガソリンエンジンの運転を変更し、燃費を改善するために使用されるＶＶＡ技術の一例は、離散式可変バルブリフト（discrete valve lift：ＤＶＶＬ）である。これは、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームとも呼ばれる。ＤＶＶＬは、標準的な「部分スロットル」に対して、離散的バルブリフト状態を使用するエンジンバルブを用いて、エンジンシリンダーの吸気流を制限するように動作する。第２の例は、気筒休止である。高負荷において燃焼シリンダーを選択し、その間、他のシリンダーを停止させるように運転させるために、部分負荷条件でＣＤＡを使用することにより、燃費を改善することができる。
米国環境保護局（ＥＰＡ）は、様々な乗用車用エンジンに適用されたＤＶＶＬの使用時に、燃費が４％改善されることを示した。また、その以前に出された、米国エネルギー省の支援を受けた報告書において、ＤＶＶＬの利点として、４．５％の燃費改善が挙げられている。自動車は、その寿命の大部分を、通常の運行運転の間の「部分スロットル」状態で動作するため、これらのスロットル損失を最小化すれば、大幅な燃費改善を実現することができる。ＣＤＡの場合、燃費の利得は、停止されたシリンダーによる小さな損失を考慮した後、２％と４％の間の範囲であることが様々な研究により示されている。
現在、既存のロッカーアーム構成に対して追加の機能を有し、より効率的に動作するＶＶＡシステム及び装置に対する要望がある。
ピストン式内燃機関のための先進のＶＶＡシステムは、ＣＤＡまたはＤＶＶＬスイッチングロッカーアームのようなバルブリフト制御装置、加圧エンジンオイルを使用した油圧駆動のようなバルブリフトの駆動方法、ソフトウェア及びハードウェアの制御システム、並びに、実現技術を組合せるものである。実現技術には、検出及び計装、ＯＣＶ設計、ＤＦＨＬＡ設計、ねじりバネ、専用のコーティング技術、並びにアルゴリズム等が含まれるものであってもよい。
一実施形態において、先進の離散式可変バルブリフト（ＤＶＶＬ）システムが開示される。この先進の離散式可変バルブリフト（ＤＶＶＬ）システムは、１つのロッカーアームに２つの離散的バルブリフト状態を備えるように構成される。本方式の実施形態は、図１Ｂに示して上述した第２型バルブトレインに関連する。本明細書に開示されるシステムの実施形態は、電気油圧式油量制御バルブ、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（deal feed hydraulic lush adjuster：ＤＦＨＬＡ）、及びＤＶＶＬスイッチングロッカーアームを備えた（実施形態では４気筒の）乗用車用エンジンに適用することができる。本明細書に記載されるＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの実施形態は、スイッチングローラーフィンガーフォロワー（switching roller finger follower：ＳＲＦＦ）ロッカーアームシステムの設計及び開発に関連し、これによって、エンドピボット型ローラーフィンガーフォロワーのバルブトレイン上で、２モードの離散式可変バルブリフトが可能となる。このスイッチングロッカーアーム構成は、低リフト事象に対する低摩擦のローラーベアリング界面を含み、保守不要のバルブトレイン動作のために、正常な油圧式ラッシュ調整を維持するものである。
モード切換（すなわち、低リフトから高リフトへ、またはその逆）は、カムの１回転のうちに達成され、運転者に対して透明性を有する。ＳＲＦＦは、既存のエンジン設計への組付けのために必要なオーバーヘッドのための大きな変更を防止する。カム界面の負荷担持面は、低リフト動作のためのローラーベアリングと、高リフト動作のためのダイアモンドライクカーボンコーティングされたスライダーパッドとを含んでいてもよい。多くの態様のうち、本発明の教示に従って、低リフトモード及び高リフトモードにおいて、所望の動的性能を達成するための剛性を増大させながら、質量及び慣性モーメントを低減することができる。
ダイアモンドライクカーボンコーティング（ＤＬＣコーティング）により、小型のパッケージ中に滑り界面に対する高い応力が許容される。試験結果は、この技術がロバストであり、全ての寿命条件を満たすことを示している。寿命条件には、使用寿命の要件の６倍まで延長することが含まれる。別の材料及び表面準備方法が検査されたが、その結果は、ＤＬＣコーティングが最も実行可能な選択肢であるというものだった。本出願は、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームのスライダーパッド上にダイアモンドライクカーボン（Diamond-like Carbon：ＤＬＣ）コーティングを使用するように開発された技術に取り組むものである。
システム検証試験の結果、システムは動的要件及び耐久性要件を満たすことが明らかになった。多くの態様のうち、本出願は、乗用車の耐久性要件を満たすためのＳＲＦＦ設計の耐久性にも取り組むものである。高速動作、低速動作、切換動作、及びコールドスタート動作に対して、広範な耐久試験が実施された。エンジン回転速度が高い場合の試験の結果、７０００ｒｐｍよりも高いエンジン回転速度で、安定なバルブトレインのダイナミクスが示された。システム損耗要件については、切換、滑り、転がり、及びねじりバネの界面に対して、寿命終了時の基準を満たすものである。損耗を評価するための１つの重要な測定基準は、バルブラッシュの変化を監視することである。損耗に対する寿命要件について、ラッシュは許容可能なウィンドウ内で変化することが示された。機械的態様については、ダイアモンドライクカーボン（ＤＬＣ）コーティングを備えた滑り界面を含む全ての試験にわたって、ロバストな挙動が示された。
柔軟かつ小型のパッケージ化が可能であることに伴って、このＤＶＶＬシステムは、多気筒エンジンに実装することができる。ＤＶＶＬ構成は、ピストン駆動式内燃機関の吸気または排気バルブの任意の組合せに適用することができる。実現技術には、ＯＣＶ、ＤＦＨＬＡ、ＤＬＣコーティングが含まれる。
第２の実施形態において、先進の１ローブ型気筒休止（ＣＤＡ−１Ｌ）システムが開示される。この先進の気筒休止（ＣＤＡ−１Ｌ）システムは、１つまたは複数のシリンダーを休止させるように構成される。本方式の実施形態は、図２２に示され、上述した第２型のバルブトレインに関連する。本明細書に開示されるシステムの実施形態は、電気油圧式油量制御バルブ、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）、及びＣＤＡ−１Ｌスイッチングロッカーアームを備えた、（実施形態では２以上の多気筒、例えば、２、６、８気筒の）乗用車用エンジンに適用することができる。本明細書に記載されるＣＤＡ−１Ｌスイッチングロッカーアームの実施形態は、スイッチングローラーフィンガーフォロワー（switching roller finger follower：ＳＲＦＦ）ロッカーアームシステムの設計及び開発に関連し、これによって、エンドピボット型ローラーフィンガーフォロワーのバルブトレイン上で、リフト／無リフトの運転が可能となる。このスイッチングロッカーアーム構成は、シリンダー停止事象に対する低摩擦のローラーベアリング界面を含み、保守不要のバルブトレイン動作のために、正常な油圧式ラッシュ調整を維持するものである。
ＣＤＡ−１Ｌシステムのためのモード切換は、カムの１回転のうちに達成され、運転者に対して透明性を有する。ＳＲＦＦは、既存のエンジン設計への組付けのために必要なオーバーヘッドのための大きな変更を防止する。多くの態様のうち、本発明の教示に従って、リフトモードまたは無リフトモードにおいて、所望の動的性能を達成するための剛性を増大させながら、質量及び慣性モーメントを低減することができる。
ＣＤＡ−１Ｌシステムの検証試験の結果、このシステムは動的要件及び耐久性要件を満たすことが明らかになった。多くの態様のうち、本出願は、乗用車の耐久性要件を満たすためのＳＲＦＦ設計の耐久性にも取り組むものである。高速動作、低速動作、切換動作、及びコールドスタート動作に対して、広範な耐久試験が実施された。エンジン回転速度が高い場合の試験の結果、７０００ｒｐｍよりも高いエンジン回転速度で、安定なバルブトレインのダイナミクスが示された。システム損耗要件については、切換、転がり、及びねじりバネの界面に対して、寿命終了時の基準を満たすものである。損耗を評価するための１つの重要な測定基準は、バルブラッシュの変化を監視することである。損耗に対する寿命要件について、ラッシュは許容可能なウィンドウ内で変化することが示された。機械的態様については、全ての試験にわたってロバストな挙動が示された。
柔軟かつ小型のパッケージ化が可能であることに伴って、このＣＤＡ−１Ｌシステムは、多気筒エンジンに実装することができる。実現技術には、ＯＣＶ、ＤＦＨＬＡ、及び専用のねじりバネ構成が含まれる。
バルブ毎に単一のリフトローブを有するカムに係合するロッカーアームが開示される。このロッカーアームは、外側アーム、内側アーム、ピボット軸、リフトローブ接触ベアリング、ベアリング軸、及び少なくとも１つのベアリング軸バネを含む。外側アームは、第１及び第２の外側サイドアームと、ピボット軸を取り付けるための外側ピボット軸開口部とを有する。内側アームは、第１の外側サイドアームと第２の外側サイドアームの間に配置され、第１の内側サイドアームと第２の内側サイドアームとを有する。第１及び第２の内側サイドアームは、ピボット軸を受け入れて保持する内側ピボット軸開口部と、ベアリング軸を取り付けるための内側ベアリング軸開口部とを有する。
ピボット軸は、内側ピボット軸開口部及び外側ピボット軸開口部に嵌め込まれる。
ベアリング軸は、内側アームのベアリング軸開口部に取付けられる。
ベアリング軸バネは、外側アームに固定され、ベアリング軸と付勢接触する。リフトローブ接触ベアリングは、ベアリング軸の第１の内側サイドアームと第２の内側サイドアームの間に取り付けられる。
エンジンバルブ毎に単一のリフトローブを有するカムに係合するロッカーアームとして、別の実施形態が開示される。このロッカーアームは、外側アーム、内側アーム、カムの単一のリフトローブからロッカーアームへ運動を伝達可能に構成されたカム接触部材、及び少なくとも１つの付勢バネを含む。
ロッカーアームには、第１の外側サイドアームと第２の外側サイドアームも含まれる。
内側アームは、第１の外側サイドアームと第２の外側サイドアームの間に配置され、第１の内側サイドアームと第２の内側サイドアームとを有する。
内側アームは、ピボット軸により外側アームに固定され、このピボット軸は、内側アームの外側アームに対するピボット軸回りの回転運動が可能なように構成される。
カム接触部材は、第１の内側サイドアームと第２の内側サイドアームの間に配置される。
少なくとも１つの付勢バネは、外側アームに固定され、カム接触部材と付勢接触する。
単一のリフトローブを有するカムに係合する休止用ロッカーアームとして、別の実施形態が開示される。このロッカーアームは、第１端部、第２端部、外側アーム、内側アーム、ピボット軸、カムリフトローブからロッカーアームへ運動を伝達可能に構成されたリフトローブ接触部材、ロッカーアームを選択的に休止可能に構成されたラッチ、及び少なくとも１つの付勢バネを含む。
外側アームは、第１の外側サイドアーム及び第２の外側サイドアームと、ピボット軸を取り付けるように構成された外側ピボット軸開口部と、リフトローブ接触部材を受け入れるように構成され、リフトローブ接触部材のロストモーション運動を可能にする軸スロット部とを有する。
内側アームは、第１の外側サイドアームと第２の外側サイドアームの間に配置され、第１の内側サイドアームと第２の内側サイドアームとを有する。第１の内側サイドアーム及び第２の内側サイドアームは、ピボット軸を取り付けるように構成された内側ピボット軸開口部と、リフトローブ接触部材を取り付けるように構成された内側リフトローブ接触部材開口部とを有する。
ピボット軸は、ロッカーアームの第１端部に近接させて取り付けられ、内側ピボット軸開口部と外側ピボット軸開口部に配置される。
ラッチは、ロッカーアームの第２端部に近接させて配置される。
リフトローブ接触部材は、内側アームのリフトローブ接触部材開口部と外側アームの軸スロット部の、ピボット軸とラッチの間に取付けられる。
付勢バネは、外側アームに固定され、リフトローブ接触部材と付勢接触する。
添付図面において、図示された要素の境界線は、境界線の単なる一例である。当業者であれば、単一の要素を複数の要素として設計することも、または、複数の要素を単一の要素として設計することも可能である。内部構造として図示された要素は、外部構造として実現することが可能であり、その逆も可能である。
さらに、添付図面及び以下の説明において、図面及び説明を通じて同様の部分には同一の参照符号が付されている。各図は、原寸に比例して描かれてはおらず、特定の部分の比率は、説明のために強調されている。
図１Ａは、２０１２年と２０１９年におけるエンジンタイプの相対的パーセンテージを示す図である。 図１Ｂは、第１型、第２型、第３型、第４型のバルブトレインの一般的構成及び市場規模を示す図である。 図２は、吸気バルブトレイン及び排気バルブトレインの構成を示す図である。 図３は、油圧作動部を含むＤＶＶＬシステムを構成する主要な構成要素を示す図である。 図４は、スイッチングロッカーアームの一例を、３ローブ型カムとともに動作する間に構成される形で示す透視図である。 図５は、ＤＶＶＬの例示的な実装において、吸気バルブと排気バルブの両方についてカムシャフトのクランク角度に対してバルブリフト状態をプロットした図である。 図６は、油圧駆動ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリに対するシステム制御を示す図である。 図７は、ロッカーアームの作動油ギャラリー及び制御バルブ構成を示す図である。 図８は、油圧駆動システム、及び、低リフト（未ラッチ状態）動作の間の例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームシステムの状態を示す図である。 図９は、図８は、油圧駆動システム、及び、高リフト（ラッチ状態）動作の間の例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームシステムの状態を示す図である。 図１０は、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）を備える例示的なスイッチングロッカーアームの側面を切り欠いて示す図である。 図１１は、ＤＦＨＬＡを切り欠いて示す図である。 図１２は、ダイアモンドライクカーボンコーティングの複数の層を示す図である。 図１３は、ＤＦＨＬＡボールプランジャーの位置または相対移動を検知するために使用される装置を示す図である。 図１４は、既知の状態に対する相対的なバルブの移動を測定するために、バルブステムとともに使用される装置を示す図である。 図１４Ａ及び図１４Ｂは、バルブステムの移動を測定するための、３つの巻線を使用する第１線形可変差動トランスを示す断面図である。 図１４Ａ及び図１４Ｂは、バルブステムの移動を測定するための、３つの巻線を使用する第１線形可変差動トランスを示す断面図である。 図１４Ｃ及び図１４Ｄは、バルブステムの移動を測定するための、２つの巻線を使用する第２線形可変差動トランスを示す断面図である。 図１４Ｃ及び図１４Ｄは、バルブステムの移動を測定するための、２つの巻線を使用する第２線形可変差動トランスを示す断面図である。 図１５は、例示的なスイッチングロッカーアームの別の透視図である。 図１６は、位置及び／または移動を検出するように構成された装置を示す図である。 図１７は、高リフトと低リフトとの間の遷移の間の、ＯＣＶ駆動電流、駆動オイル圧力、及びバルブリフト状態の関係を示す図である。 図１７Ａは、ラッチ遷移の間のＯＣＶ駆動電流、作動油圧、及びラッチ状態の関係を示すグラフである。 図１７Ｂは、別のラッチ遷移の間のＯＣＶ駆動電流、作動油圧、及びラッチ状態の関係を示すグラフである。 図１７Ｃは、バルブリフトのプロファイルと、高リフト状態及び低リフト状態の作動油圧との関係を示すグラフである。 図１８は、ＤＶＶＬシステムの制御ロジックを示すダイアグラムである。 図１９は、例示的なスイッチングロッカーアームの展開図である。 図２０は、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリの低リフト運転及び高リフト運転の両方について、作動油圧条件及び油量制御バルブ（ＯＣＶ）状態を示す図である。 図２１−２２は、作動油温度（オイル温度）とラッチ応答時間との関係を示す図である。 図２１−２２は、作動油温度（オイル温度）とラッチ応答時間との関係を示す図である。 図２３は、４気筒エンジン、及びそれぞれのＯＣＶが２つのシリンダーを制御することによって制御される作動油圧において、例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームで使用可能なスイッチングウィンドウを示すタイミングダイアグラムである。 図２４は、高リフトから低リフトへの切換前のラッチの事前負荷を示す、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの側断面図である。 図２５は、低リフトから高リフトへの切換の前のラッチの事前負荷を示す、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの側断面図である。 図２５Ａは、低リフトと高リフトとの間の切換を行うときの臨界的シフト事象を示す、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの側断面図である。 図２６は、４気筒エンジン、及びそれぞれのＯＣＶが２つのシリンダーを制御することによって制御される作動油圧において、例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームで使用可能なスイッチングウィンドウと、構成要素の機械的切換時間を示す拡張されたタイミングダイアグラムである。 図２７は、例示的なスイッチングロッカーアームの透視図である。 図２８は、例示的なスイッチングロッカーアームの上面図である。 図２９は、図２８の６−６線に沿った断面を示す断面図である。 図３０Ａ−３０Ｂは、例示的なねじりバネの断面図である。 図３０Ａ−３０Ｂは、例示的なねじりバネの断面図である。 図３１は、外側アーム底部の透視図である。 図３２は、図２８の３２，３３−３２，３３線に沿ってラッチ状態を示す、ラッチ機構の断面図である。 図３３は、未ラッチ状態のラッチ機構の断面図である。 図３４は、別のラッチピン構成を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３６は、例示的なラッチピン構成を示す図である。 図３７は、別のラッチ機構を示す図である。 図３８−４０は、スイッチングロッカーアームを組立てるための例示的な方法を示す図である。 図３８−４０は、スイッチングロッカーアームを組立てるための例示的な方法を示す図である。 図３８−４０は、スイッチングロッカーアームを組立てるための例示的な方法を示す図である。 図４１は、ピンの別の実施形態を示す図である。 図４２は、ピンの別の実施形態を示す図である。 図４３は、スイッチングロッカーアームの様々なラッシュ測定値を示す図である。 図４４は、例示的なスイッチングロッカーアームの内側アームを示す透視図である。 図４５は、スイッチングロッカーアームの内側アームを下方から見た透視図である。 図４６は、例示的なスイッチングロッカーアームの外側アームを示す透視図である。 図４７は、例示的なスイッチングロッカーアームのラッチアセンブリを示す断面図である。 図４８は、スイッチングロッカーアームのカムシャフト角に対するラッシュを示すグラフである。 図４９は、例示的なスイッチングロッカーアームの側断面図である。 図５０は、負荷状況時の最大たわみが特定された領域を有する外側アームの透視図である。 図５１は、例示的なスイッチングロッカーアームの上面図である。 図５２は、例示的なスイッチングロッカーアームの、図５１の５２−５２線に沿った断面図である。 図５３は、例示的なスイッチングロッカーアームの展開図であり、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリの慣性に影響を及ぼす主要な構成要素を示す図である。 図５４は、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリにおいて、慣性と剛性の関係を最適化する設計工程を示す図である。 図５５は、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリの設計の反復において、剛性に対して慣性をプロットした図である。 図５６は、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリにおいて、位置に対して、応力、たわみ、負荷、及び剛性をプロットした図である。 図５７は、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリの慣性の範囲に対して、剛性をプロットした図である。 図５８は、複数のＤＶＶＬスイッチングロッカーアームアセンブリの構成要素において、剛性と慣性の許容可能な離散的範囲を示した図である。 図５９は、ＤＦＨＬＡ及びバルブ含む、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリを示す側断面図である。 図６０は、例示的なスイッチングロッカーアームの構成要素の位置に対して剛性値の範囲をプロットした図である。 図６１は、例示的なスイッチングロッカーアームの構成要素の位置に対して質量分布値の範囲をプロットした図である。 図６２は、ラッチ変位を測定する試験スタンドを示す図である。 図６３は、スイッチングロッカーアームアセンブリを試験するための非点火試験スタンドを示す図である。 図６４は、カムシャフト角に対してバルブ変位をプロットした図である。 図６５は、スイッチングローラーフィンガーフォロワー（ＳＲＦＦ）ロッカーアームアセンブリの耐久性を試験するための重要な試験の階層を示す図である。 図６６は、システムの加速劣化試験サイクルにわってＳＲＦＦを評価するための手順を示す図である。 図６７は、ＳＲＦＦ耐久試験の相対的試験時間を示す円グラフである。 図６８は、試験の間にＳＲＦＦに取り付けられてそれを監視するひずみゲージを示す図である。 図６９は、低リフトモードのバルブ閉止速度を示す図である。 図７０は、バルブ降下高さ分布を示す図である。 図７１は、カムシャフト角に対して臨界的シフトの分布を示す図である。 図７２は、使用前の新規の外側アームを示す図である。 図７３は、使用後の外側アームの典型的な損耗を示す図である。 図７４は、寿命試験において平均のねじりバネ負荷損失を示す図である。 図７５は、システムの加速劣化試験において、全機械的ラッシュの変化を示す図である。 図７６は、寿命終了時のＤＬＣコーティングを備えるスライダーパッドを示す図であり、最小損耗を示している。 図７７は、クラウン型形状を使用したカムシャフト表面の実施形態を示す図である。 図７８は、試験クーポン上の支持ロッカーに取付けられた一対のスライダーパッドを示す図である。 図７９Ａは、クーポンの試験において、早期のＤＬＣコーティング損失を示す図である。 図７９Ｂは、最大設計負荷及び０．２度の開先角度で試験されたクーポンの典型的な一例を示す図である。 図８０は、ＤＬＣコーティングを有する試験クーポンについて、エンジン寿命に対して試験された応力レベルを示すグラフである。 図８１は、ＤＬＣコーティングによるコーティングの前に研磨されたスライダーパッド、及び研磨されていないスライダーパッドについて、エンジン寿命における増大を示すグラフである。 図８２は、試験に研削工程及び研磨工程が同時に行われる製造方法の開発を示すフローチャートである。 図８３は、３つの異なる研削機に対して、スライダーパッドの角度制御の結果を示す図である。 図８４は、３つの異なる研削機に対して、表面仕上げの測定値を示す図である。 図８５は、スライダーパッドの研削工程の間に外側アームを保持する６つの異なる固定治具の結果を示す図である。 図８６は、高リフトモードにおけるバルブ閉止速度を示すグラフである。 図８７は、耐久試験の期間を示す図である。 図８８は、例示的なＣＤＡ−１Ｌレイアウトを示す透視図である。 図８９Ａは、ラッチ機構及びローラーベアリングを備えた例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムを、一部切断して示す側面図である。 図８９Ｂは、図８９Ａに示すＳＲＦＦ−１Ｌシステムの正面図である。 図９０は、排気及び吸気バルブ上の例示的なＳＲＦＦ−１Ｌロッカーアセンブリを示すエンジンレイアウトである。 図９１は、油圧油制御システムを示す図である。 図９２は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムを、エンジンバルブの通常リフト作動を示す運転状態で示す図である。 図９３Ａ、図９３Ｂ、図９３Ｃは、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムを、エンジンバルブの無リフト作動を示す運転状態で示す図である。 図９３Ａ、図９３Ｂ、図９３Ｃは、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムを、エンジンバルブの無リフト作動を示す運転状態で示す図である。 図９３Ａ、図９３Ｂ、図９３Ｃは、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムを、エンジンバルブの無リフト作動を示す運転状態で示す図である。 図９４は、スイッチングウィンドウの例を示す図である。 図９５は、スイッチングウィンドウ上でのカムシャフトの位相変化の作用を示す図である。 図９６は、ＳＲＦＦ−１Ｌシステムの一実施形態におけるラッチ応答時間を示す図である。 図９７は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムについて、４０℃を超える場合のスイッチングウィンドウ時間を示すグラフである。 図９８は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムについて、カムシャフトの位相変化及びオイル温度を考慮に入れた場合のスイッチングウィンドウ時間を示すグラフである。 図９９は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌロッカーアームアセンブリを示す図である。 図１００は、図９９に示す例示的なＳＲＦＦ−１Ｌロッカーアームアセンブリの展開図である。 図１０１は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムを、ＤＦＨＬＡ、バルブシステム、及びカムローブを含めて示す側面図である。 図１０２は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムを、ＤＦＨＬＡ、バルブシステム、及びカムローブを含めて示す端面図である。 図１０３は、圧力損失の場合のラッチの再係合特性を示す図である。 図１０４は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムのカムシャフトのアラインメントを示す図である。 図１０５は、油圧式ラッシュアジャスタを使用するＲＦＦに作用する力を示す図である。 図１０６は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムの「無リフト」モードにおける力の均衡を示す図である。 図１０７は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムの作動油圧要件を示す表である。 図１０８は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムの機械的ラッシュを示す図である。 図１０９は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムに対して、３ローブ型ＣＤＡシステムのカムシャフトリフトのプロファイルを示す図である。 図１１０は、多ロッカーアーム構成について、剛性対慣性モーメントをグラフ表示した図である。 図１１１は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムの吸気バルブの着座閉止速度の結果を示す図である。 図１１２は、ねじりバネの試験の概要を示す表である。 図１１３は、「ポンプアップ」試験の間の変位及び圧力を示すグラフである。 図１１４は、例示的なＳＲＦＦ−１Ｌシステムにおいて、指定された試験期間にわたる耐久性及びラッシュ変化を示す図である。
本明細書で使用される用語は、本明細書で再定義されない限り、一般的かつ通常の意味を有する。本明細書で用語が再定義された場合、新規の定義が、一般的意味よりも優先される。
ＶＶＡシステムの実施形態
ＶＶＡシステムの実施形態は、組み合わされてＶＶＡシステムを形成するスイッチング装置、駆動方法、解析及び制御システム、及び実現技術の特有の組合せを示す。ＶＶＡシステムの様々な実施形態には、１つまたは複数の実現技術が組み込まれるものであってもよい。
Ｉ． 離散式可変バルブリフト（ＤＶＶＬ）システムの実施形態の説明
１． ＤＶＶＬシステムの概要
以下の節において、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（dual-feed hydraulic lash adjuster：ＤＦＨＬＡ）と油量制御バルブ（oil control valve：ＯＣＶ）とを組合せて使用して油圧駆動される、カム駆動の離散式可変バルブリフト（ＤＶＶＬ）スイッチングロッカーアーム装置について、第２型バルブトレインの吸気バルブに据え付けられた形で説明する。別の実施形態において、この構成は、ピストン駆動式内燃機関の吸気バルブ及び排気バルブの任意の組合せに対して適用することができる。
図２に示すように、この実施形態における排気バルブトレインは、固定ロッカーアーム８１０と、１ローブ型カムシャフト８１１と、標準的な油圧式ラッシュアジャスタ（ＨＬＡ）８１２と、排気バルブ８１３とを含む。図２及び図３に示すように、吸気バルブトレインは、３ローブ型カムシャフト１０２と、スイッチングロッカーアームアセンブリ１００と、上側流体ポート５０６及び下側流体ポート５１２を備えるデュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）１１０と、電気油圧式ソレノイド油量制御バルブアセンブリ（ＯＣＶ）８２０とを含む。ＯＣＶ８２０は、入口ポート８２１と、第１制御ポート８２２と、第２制御ポート８２３とを含む。
図２を参照すると、吸気バルブトレインと排気バルブトレインは、いくつかの共通の幾何学的構造を備えている。共通の幾何学的構造には、ＨＬＡ８１２に対するバルブ８１３間隔と、ＤＦＨＬＡ１１０に対するバルブ間隔１１２が含まれる。共通の幾何学的構造を維持することで、標準的なチェーン駆動システムを使用しながら、ＤＶＶＬシステムを、既存の、または軽微な変更を施した第２型シリンダーヘッドスペースとパッケージ化することができる。吸気バルブトレインと排気バルブトレインの両方に共通のその他の構成要素には、図４に示すように、バルブ１１２、バルブスプリング１１４、及びバルブスプリング保持部１１６が含まれる。バルブキー及びバルブステムシール（図示は省略する）も、吸気と排気の両方に共通である。共通の構成要素を使用して、共通の幾何学的構造を維持することによって、ＤＶＶＬシステムの実装コストを最小限に留めることができる。
図３に示す吸気バルブトレインの構成要素は、一斉に動作して、高リフトカムシャフトローブ１０４、１０６または低リフトカムシャフトローブ１０８のいずれかを使用して、吸気バルブ１１２を開く。高リフトカムシャフトローブ１０４、１０６は、固定吸気バルブトレインに相当する性能を発揮するように設計されており、リフトが生じない略円形部とリフト部とを有する。リフト部は、線形リフト遷移部と、最大リフトに相当するノーズ部とを含むものであってもよい。低リフトカムシャフトローブ１０８によって、低いバルブリフトが実現され、吸気バルブを早く閉じることができる。低リフトカムシャフトローブ１０８も、リフトが生じない略円形部とリフト部と、リフトが遷移する略線形部と、最大リフトに相当するノーズ部とを含む。図５は、クランク角８１７に対してバルブリフト８１８をプロットしたグラフである。カムシャフト高リフトのプロファイル８１４、及び、固定排気バルブリフトのプロファイル８１５が、低リフトのプロファイル８１６と対比される。プロファイル８１６によって示される低リフト事象では、部分スロットル運転の間の吸気事象のリフト量及び持続時間の両方が低減し、これによって、スロットル損失が低減し、燃費の改善が実現される。これは、早期吸気バルブ閉止（early intake valve closing:ＥＩＶＣ）とも呼ばれる。全出力運転が必要な場合、ＤＶＶＬシステムは、標準的な固定リフト事象と同様の高リフトのプロファイル８１４に戻る。低リフトから高リフトへの遷移、及び、高リフトから低リフトへの遷移は、カムシャフトの１回転内で生じる。プロファイル８１５によって示される排気リフト事象は、固定されており、低リフトまたは高リフトの吸気事象のいずれにおいても同様に動作する。
ＤＶＶＬスイッチングを制御するために使用されるシステムは、油圧駆動を使用する。図６は、本発明が教示する実施形態で使用される油圧制御及び駆動システム８００を模式的に示した図である。油圧制御及び駆動システム８００は、制御ロジックによる指令に従って、高リフトと低リフトの間の切換のために備えられた機械的ラッチアセンブリに、作動油を供給するように構成される。エンジン制御装置８２５は、機械的切換工程が開示される時期を制御する。図示される油圧制御及び駆動システム８００は、上述した吸気バルブトレイン上の４気筒インライン第２型エンジン用のものである。但し、この制御及び駆動システムを、他の「型」のエンジン及び異なる気筒数に対して適用できることは、当業者には容易に理解されるものである。
本明細に記載されたＤＶＶＬシステムで使用される、上述した実現技術は、他のＤＶＶＬシステムの構成要素との組合せで使用し、固有の組合せに分割するものであってもよい。そのいくつかについて、次に説明する。
２． ＤＶＶＬシステム実現技術
本システムで使用されるいくつかの技術は、様々な応用例において複数の使用法を有しているが、ここでは、本明細書に記載されたＤＶＶＬシステムの構成要素として説明する。これらの技術には、次のものが含まれる。
２．１ 油量制御バルブ（ＯＣＶ）及び油量制御バルブアセンブリ
ここで、図７〜図９を参照すると、ＯＣＶは、作動油をロッカーアーム１００に方向付けるか、または方向付ないことで、ロッカーアーム１００の高リフトモードと低リフトモードとの間の切り換えを生じさせる制御装置である。ＯＣＶの作動及び停止は、制御装置信号８６６によって生じる。１つまたは複数のＯＣＶは、単一のモジュールにパッケージ化されてアセンブリを形成するものであってもよい。一実施形態において、ＯＣＶアセンブリ８２０は、パッケージ化された２つのソレノイド型ＯＣＶからなる。図８及び図９に示すように、この実施形態では、制御装置は、信号８６６をＯＣＶアセンブリ８２０に供給し、これによって、ＯＣＶアセンブリは、高圧力（実施形態では、少なくとも２×１０５Ｐａ（２ bar）の油圧）または低圧力（実施形態では、０．２×１０５〜０．４×１０５Ｐａ（０．２〜０．４ bar）の作動油を油量制御ギャラリー８０２、８０３に供給し、これによって、スイッチングロッカーアーム１００は、低リフトモードまたは高リフトモードのいずれかになる。ＯＣＶアセンブリ８２０のさらなる説明は、以下の節に記載されている。
２．２ デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）
エンジン内のラッシュを維持するために、多くの油圧式ラッシュアジャスタ装置が存在する。ロッカーアーム１００（図４）のＤＶＶＬ切換に対して、従来のラッシュ管理は必要であるものの、従来のＨＬＡ装置は、切換のために必要な流量を供給すること、運転の間にアセンブリ１００によって印加される関連する側面負荷に耐えること、及び、制限されたパッケージ空間内に収めることを実現するために不十分なものである。スイッチングロッカーアーム１００とともに使用される小型のデュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ１１０（ＤＦＨＬＡ）について、低消費で最適化された油圧を供給するように構成された一群のパラメータ及び幾何学的構成、及び、側面負荷に対処できるように構成された一群のパラメータ及び幾何学的構成とともに、説明する。
図１０に示すように、ボールプランジャーエンド６０１は、ボールソケット５０２に、全ての方向に回転自在に組み込まれる。これによって、特定の運転モード（例えば、高リフトから低リフトへの切換、または、低リフトから高リフトへの切換）におけるボールプランジャーエンド６０１の側面の、そして（場合によっては）非対称な負荷が許容される。典型的なボールエンドプラジャーと比較して、ＤＦＨＬＡ１１０ボールエンドプランジャー６０１は、側面負荷に耐えるために厚い材料で構成されている。図１１に、プランジャーの厚さ５１０が示されている。
ボールプランジャーエンド６０１のために選択される材料は、許容される運動学的負荷も高いものであり、例えば、クロム・バナジウム合金である。
ＤＦＨＬＡ１１０内の作動油の流路は、油圧による切換を着実に実行し、かつポンピング損失を低減するために、高流量及び低圧力降下となるように構成される。ＤＦＨＬＡは、図１１に示すように、エンジンの、外面５１１に対してシールを形成するサイズに形成された円筒受入ソケットに組み付けられる。円筒受入ソケットは、第１作動油流路５０４との組合せにより、特定の断面積を有する閉じた流路を形成する。
図１１に示すように、好適な実施形態には、４つの作動油流ポート５０６（２つのみが図示されている）が含まれており、これらは、第１作動油流路５０４のベース部の周りに等間隔に配置されている。加えて、２つの第２作動油流路５０８、ボールエンドプランジャー６０１の周りに等間隔に配置されており、２つの第２作動油流路は、第１作動油流路と作動油流ポート５０６を通じて流体連通する。作動油流ポート５０６と第１作動油流路５０４は、作動油の一様な流れを確保し、第１作動油流路５０４から第３作動油流路５０９への圧力降下を最小限に留めるために、特定の面積を備えて、ＤＦＨＬＡ１１０本体の周りに間隔をおいて配置されている。第３作動油流路５０９は、複数の第２作動油流路５０８からの組合された作動油流に適した大きさに形成されている。
２．３ ダイアモンドライクカーボンコーティング（ＤＬＣＣ）
ダイアモンドライクカーボンコーティング（Diamond-like carbon coating：ＤＬＣ）について説明する。ダイアモンドライクカーボンコーティングによれば、処置される部品間の摩擦を低減でき、同時に、必要な損耗特性及び負荷特性を提供できる。類似のコーティング材料及び工程は存在するが、ＶＶＡシステムで使用する場合の多くの要件を満足するために十分なものはない。これらの要件は、例えば、１）十分硬く、２）適切な負荷耐性を有し、３）開放環境において化学的に安定であり、４）部品アニーリング温度を超えない温度の工程で付着され、５）エンジン寿命要件を満たし、６）鋼鉄と鋼鉄との界面と比較して摩擦が低減する、というものである。
上述した要件を満たす特有のＤＬＣコーティング工程について説明する。選択されたＤＬＣコーティングは、水素化アモルファスカーボンまたは同様の材料によるものである。ＤＬＣコーティングは、図１２に記載されるような、いくつかの層からなる。
１． 第１層は、クロム接着層７０１であり、金属の受入面７００と次の層７０２との間の結合剤として機能する。
２． 第２層７０２は、窒化クロムであり、ベース金属の受入面７００とＤＬＣコーティングとの間の界面に延性を付加する。
３． 第３層７０３は、炭化クロムと水素化アモルファスカーボンとの組合せであり、ＤＬＣコーティングを窒化クロム層７０２へ結合する。
４． 第４層７０４は、水素化アモルファスカーボンからなり、硬機能性損耗界面を形成する。
全層７０１〜７０４を組み合わせた厚さは、２マイクロメートルと４マイクロメートルの間である。ＤＬＣコーティングは、金属の受入面７００に対して直接付着させることはできない。耐久性要件を満たし、第１クロム接着層７０１とベース受入面７００とを適切に結合するために、ベース層受入面７００に対して、機械加工により特有の表面仕上げを施す必要がある。
２．４ 検出及び測定
センサを使用して収集される情報は、切換モードの検証、エラー状況の特定、または、切換ロジック及びタイミングで分析され、使用される情報を提供するために使用することができる。使用できるいくつかの検出装置について、以下に説明する。
２．４．１ デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）の移動
可変バルブ駆動（ＶＶＡ）技術は、切換装置（例えば、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームまたは気筒休止（ＣＤＡ）ロッカーアーム）を使用して、エンジン運転の間にバルブリフトのプロファイルを変更するように構成される。これらの装置を使用した場合、バルブリフトの状態は、正常な切換動作を保障するか、またはエラー状況／誤動作を検出する重要な情報である。
ＤＦＨＬＡは、ラッシュを管理すること、及び、ＣＤＡまたはＤＶＶＬのようなスイッチングロッカーアームアセンブリを採用したＶＶＡシステムの切換のための作動油を供給することの両方のために使用される。図１０の断面に示されるように、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００に対する通常のラッシュ調整によって、高リフト運転及び低リフト運転の両方の間に、ボールプランジャー６０１は、内側アーム１２２受入ソケットと接触するように維持される（詳細については以下の節で説明する）。ボールプランジャー６０１は、負荷が高リフトと低リフトの間で変化したときに、必要に応じて移動するように構成される。図１３に示す移動量５１４を運転の既知の状態と対比することによって、ラッチ状態を決定することができる。一実施形態では、非接触スイッチ５１３が、ＨＬＡの外側本体とボールプラジャーの円筒体との間に配置される。第２の例として、特定の移動量５１４によって発生する磁界の変化を測定できるように、ホール効果型センサが取付けられるものであってもよい。
２．４．３ バルブステムの移動
可変バルブ駆動（ＶＶＡ）技術は、切換装置（例えば、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム）を使用して、エンジン運転の間にバルブリフトのプロファイルを変更するように構成される。バルブリフトの状態は、正常な切換動作を保障するか、またはエラー状況／誤動作を検出する重要な情報である。バルブステムの位置及び相対移動のセンサは、この機能のために使用することができる。
ＶＶＡ切換の状態を監視し、切換の誤動作があるかどうかを判別するための一実施形態が、図１４及び図１４Ａに示されている。本発明の教示の一態様に従って、線形可変差動トランス（linear variable differential transformer：ＬＶＤＴ）型の変換器を、機械的にバルブに取り付けることにより、バルブ８７２の直線状の移動を、対応する電気信号に変換することができる。数百万分の１インチから数インチまでの移動を測定できるＬＶＤＴ線形位置センサが、容易に入手可能である。
図１４Ａに、バルブステム案内部８７１に組み付けられた、典型的なＬＶＤＴの構成要素を示す。ＬＶＤＴの内部構造には、一次巻線８９９と、同様に巻回された一対の二次巻線８９７、８９８とが含まれており、一次巻線は、一対の二次巻線の間の中央に位置している。様々な実施形態において、各巻線８７７、８８８、８９９は、バルブ案内部本体８７１に形成され、薄壁セクション８７８、第１端部壁８９５、及び第２端部壁８９６によって区切られた凹部内に巻回されている。この実施形態では、バルブ案内部本体８７１は固定されている。
ここで、図１４、図１４Ａ、及び図１４Ｂに示されるように、このＬＶＤＴ構成の移動要素は、コア８７３と呼ばれる透磁性材料からなる、別体の管状のアーマチャである。様々な実施形態において、コア８７３は、任意の適切な方法及び製造材料（例えば、鉄）を使用して、バルブ８７２ステムに組み込まれている。
コア８７３は、一次巻線８９９及び二次巻線８９７、８９８の内部で軸方向に自由に移動し、位置測定の対象であるバルブ９７２に機械的に結合されている。ボア内において、コア８７３とバルブ案内部８７１との間に物理的な接触はない。
動作時、ＬＶＤＴの一次巻線８９９は、適切な振幅及び振動数の交流電流を通電することによって励磁される。これは、一次励磁として知られている。これによって発生する磁束は、コア８７３によって、隣接する二次巻線８９７、８９８に結合される。
１４Ａに示すように、コア８７３が一対の二次巻線８９７、８９８の中間に位置している場合、同等の磁束がそれぞれの二次巻線に結合し、その結果、二次巻線８９７及び８９８に誘起されるそれぞれの電圧は等しい。このようなゼロ点として知られる基準中間コア８７３位置において、差動電圧出力は基本的にゼロである。
コア８７３は、一次巻線８９９の両端を通過して延びるように構成されている。図１４Ｂに示すように、コア８７３が、ある距離８７０だけ移動して、巻線８９８よりも巻線８９７に近接した場合、巻線８９７に結合する磁束が増大し、巻線８９８に結合する磁束が減少する結果、ゼロではない差動電圧が生じる。この差動電圧を測定することによって、バルブ８７２の移動方向と位置の両方を示すことができる。
図１４Ｃ及び図１４Ｃに示す第２の実施形態は、上述したＬＶＤＴ構成が、第２コイル８９８（図１４Ａ）を除去することによって変更されている。コイル８９８が除去されると、コイル８９７に誘起される電圧は、コア８７３の端部位置８７４に対して変化する。バルブ８７２の移動の方向及びタイミングが既知の実施形態では、移動量を測定するために１つの二次コイル８９７のみが必要となる。上述したように、バルブのコア８７３部分は、いくつかの方法を使用して配置及び作製することができる。例えば、端部位置８７４における溶接によって、ニッケル基材の非コア材料と鉄基材のコア材料とを結合することができる。また、直径を物理的に低減させることによって、磁束が変化する端部位置８７４を特定の位置に決めることもできる。または、鉄基材の材料のスラグを、端部位置８７４に挿入及び配置することもできる。
本明細書の開示に鑑みれば、一例におけるＬＶＤＴセンサ要素は、バルブ案内部８７１の頂部付近に配置して、その点の下方での温度消散を可能することもできる。このような位置は、バルブステムの製造における典型的な溶接点の上方とすることもできる一方、溶接点を移動することもできる。二次巻線８９７に対するコア８７３の位置は、誘起される電圧に比例する。
運転時のエンジンにおける上述したようなＬＶＤＴセンサの使用には、いくつかの利点があり、これらの利点には次の事項が含まれる。１）摩擦のない動作。通常の使用では、ＬＶＤＴのコア８７３とコイルアセンブリとの間に機械的な接触はない。摩擦がないことによって、機械的寿命も延長される。２）無限に近い分解能。ＬＶＤＴは、摩擦なしの構造において電磁結合の原理に従って動作するため、コア位置を無限に小さな変化まで測定することができ、それを制限するものは、ＬＶＤＴ信号調節器におけるノイズと出力ディスプレイの解像度だけである。この特性は、顕著な再現性にもつながる。３）環境的ロバスト性。ＬＶＤＴの組立に使用される材料及び構造の技術により、様々な環境条件に対して頑丈かつ耐久性の高いセンサが作られる。巻線８９７、８９８，８９９を結合した後に、バルブ案内部本体８７１内にエポキシ封止することができ、これによって、優れた耐湿性及び耐水性が生じるとともに、大きな衝撃負荷及び高い振動レベルに対する耐性が生じる。さらに、コイルアセンブリを、耐油性及び腐食性環境に対する耐性を有するように、密封することもできる。４）ゼロ点の再現性。ＬＶＤＴのゼロ点の位置は、動作温度範囲が非常に広い場合でも、上述したように、非常に安定であり、再現性が高い。５）素早い動的応答。通常の動作の間に摩擦がないことによって、ＬＶＤＴは、コア位置の変化に対して非常に迅速に応答する。ＬＶＤＴセンサの動的応答に対する制限は、コアアセンブリの質量による小さな慣性効果のみである。大部分の場合、ＬＶＤＴ検出システムの応答は、信号調節器の特性によって決定される。６）絶対出力。ＬＶＤＴは、増分出力装置とは反対に、絶対出力の装置である。これは、電力の損失が発生しても、ＬＶＤＴから送信される位置データが失われないことを意味する。測定システムを再スタートさせたとき、ＬＶＤＴの出力値は、電力損失が発生する前の値と同じである。
上述したバルブステム位置センサは、ＬＶＤＴ型の変換器を使用することによって、エンジンの運転の間のバルブステムの位置を判別する。このセンサは、バルブステムの位置を追跡し、監視された位置をＥＣＵに対して返送可能な、任意の既知のセンサ技術であってもよく、これらのセンサには、ホール効果センサ、電子的センサ、光学的センサ、及び機械的センサが含まれる。
２．４．３ 部品の位置／移動
可変バルブ駆動（ＶＶＡ）技術は、切換装置（例えば、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム）を使用して、エンジン運転の間にバルブリフトのプロファイルを変更するように構成される。切換状態の変化によって、ＶＶＡアセンブリの部品の位置が、絶対的な意味で、または、アセンブリ内で互いに相対的に、変化する場合がある。位置変化の測定は、ＶＶＡ切換の状態を監視し、切換の誤動作があるかどうか判別するように構成及び実装することができる。
ここで、図１５、図１６に示すように、例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームアセンブリ１００を、相対移動、運動、または距離を測定する高精度非接触センセ８２８を備えるように構成することができる。
一実施形態において、高リフトモード及び低リフトモードにおいて、外側アーム１２０の既知の位置に対する移動を評価するために、移動センサ８２８が第１端１０１（図１５）の近傍に配置されている。この例では、移動センサ８２８は、永久磁石コアの周りに巻回されたワイヤを含み、鉄材料が既知の磁界を通過するときに発生する磁束の変化を測定することによって、移動を検出するように配置され、かつ向き付けられている。例えば、磁性（鉄材料）である、外側アームの結合バー８７５が、位置センサ８２８の永久磁石磁界を通過すると、磁束密度が変調され、コイルにＡＣ電圧が誘起されて、結合バー８７５の近さに比例する電気的出力が生成される。変調電圧は、以下の節で説明されるエンジン制御装置（ＥＣＵ）に入力される。ＥＣＵでは、処理装置がロジック及び計算を使用して、ロッカーアームアセンブリ１００の動作を始動させる。様々な実施形態において、電圧出力は、電圧信号が無いことまたは有ることが高リフトまたは低リフトを示すような、２進値であってもよい。
位置センサ８２８は、ロッカーアームアセンブリ１００の他の部品の移動を測定するように配置されるものであってもよい。第２の実施形態では、センサ８２８は、外側アーム１２０に対する内側アーム１２２の位置を評価するために、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ（図１５）の第２端１０３に配置されるものであってもよい。
第３の実施形態において、センサ８２８は、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００のラッチ２００の位置を直接評価するように配置されるものであってもよい。ラッチ２００及びセンサ８２８は、それらがラッチ状態（高リフトモード）にあるときに互いに係合して固定され、未ラッチ（低リフトモード）の運転では、分離する。
移動は、誘導センサを使用して検出することもできる。センサ８７７は、例えばバルブステム１１２の移動または移動がないことの測定が可能なように取付けられたホール効果センサであってもよい。
２．４．４ 圧力特性
可変バルブ駆動（ＶＶＡ）技術は、切換装置（例えば、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム）を使用して、エンジン運転の間にバルブリフトのプロファイルを変更するように構成される。ラッチ状態は、ＥＣＵの重要な入力であり、これによって、ＥＣＵは、燃費を改善し、汚染を低減するための燃料／空気混合の調整、または、アイドル及びノッキングの調整のような様々な機能を実行することが可能となるため、正常な制御のために、正常な切換動作を確保するか、またはエラー状況あるいは誤動作を検出する測定装置またはシステムが必要となる。規制に対応するため、切換状態のリポート及びエラー通知が必要となる場合もある。
図６に示すような油圧駆動ＤＶＶＬシステム８００を含む実施形態において、切換状態の変更によって、異なる油圧式切換作動油圧特性が生じる。作動油圧には、切換を始動するために必要な油圧剛性を生成することが要求され、また、作動油圧流路は、特定の流路及びチャンバーによって幾何学的に定義されるため、生成される圧力特性は、予想されるラッチ状態もしくは未ラッチ状態または切換の誤動作を決定するために使用することができる。いくつかの実施形態では、圧力を測定し、その測定結果を、既知の許容可能な運転パラメータと比較する。圧力の測定値は、いくつかの切換サイクルにわたる作動油圧を調べることによって、マクロレベルで解析することも、または、数ミリ秒程持続する１回の切換事象について評価することもできる。
ここで、図６、図７、及び図１７を参照すると、例示されたグラフ（図１７）には、スイッチングロッカーアームアセンブリ１００が高リフトまたは低リフトで動作するとき、及び、高リフトと低リフトとの間で切換が行われるときの、シリンダー１のバルブリフト高さの経時的な変動８８２が示されている。圧力変換器８９０を使用して測定された上側ギャラリー８０２、８０３の作動油圧８８０、及び、ＯＣＶアセンブリ８２０のソレノイドバルブ８２２、８２３を開閉するために使用される電流８８１を含む、対応する油圧式切換システムのデータは、同じ時間尺度でプロットされている（図１７）。この図から、マクロレベルであるこのレベルの解析により、全ての運転状態に対して、ＯＣＶ切換電流８８１と、制御圧力８８０と、リフト８８２との関係が明確に分かる。例えば、時間目盛り０．１において、電流８８１の増大で示されるように、ＯＣＶは、切換を行うように指令される。ＯＣＶの切換が行われると、制御圧力８８０が増大する結果、高リフトから低リフトへの切換事象が生じる。１回または複数回の完全な切換サイクルにわたって動作を評価することで、ＯＣＶ及びロッカーアームアセンブリ１００に対する油圧油供給システムを含む下位システムの正常動作を評価することができる。切換の誤動作の決定は、例えば、上述したようなバルブステムの移動のような、他の独立な測定値に拡張することができる。これらの解析は、１つまたは複数のシリンダーの吸気及び排気バルブを制御するために使用される任意の数のＯＣＶに対して実行することが可能なものである。
同様の方法で、但し、切換事象の間にマイクロ秒レベルで測定及び解析されたデータを使用して、十分に詳細な制御圧力情報（図１７Ａ、図１７Ｂ）を得て、バルブリフトまたはラッチピンの移動を直接測定することなく、正常な切換事象または切換の誤動作を独立に評価することができる。この方法を使用する実施形態では、切換状態は、測定された圧力過渡変化と、試験の間に発生して解析のためにＥＣＵに保存されている既知の運転状態の圧力過渡変化とを比較することによって、決定される。図１７Ａ及び図１７Ｂは、ＤＶＶＬシステムのスイッチングロッカーアームにおいて、既知の運転の圧力過渡変化を生成するために使用される試験データの例を示している。
この試験システムは、４つのスイッチングロッカーアームアセンブリ１００（図３）、ＯＣＶアセンブリ８２０（図３）、２つの上側オイル制御ギャラリー８０２、８０３（図６、図７）、制御ギャラリー８０２、８０３内の作動油温度及び作動油圧を制御するための閉ループシステムを含むものでもあった。それぞれの制御ギャラリーは、作動油を調整された圧力で提供し、２つのロッカーアームアセンブリ１００を制御する。図１７Ａは、有効な１回の試験運転を示しており、高リフトから低リフトへの切換を始動するためにＯＣＶソレノイドバルブが励磁されたときのデータが示されている。ラッチ移動１００３、制御ギャラリー８０２、８０３内の圧力８８０、ＯＣＶ電流８８１、作動油供給部８０４（図６、図７）内の圧力１００１、及びラッチラッシュ及びカムラッシュを測定するための測定機器が設置された。事象の系列は、次のように記述することができる。
・０ｍｓ−ＥＣＵは、ＯＣＶソレノイドバルブを励磁するために電気信号８８１をオンにした。
・１０ｍｓ−ＯＣＶソレノイドへの切換電流８８１は、制御ギャラリー８０２、８０３内の圧力を、圧力曲線８８０で示されるように上昇させるために十分である。
・１０〜１３ｍｓ−作動油が供給部８０４（図６、図７）から上側制御ギャラリー８０２、８０３内に流れるにつれて、供給圧力曲線１００１は、ＯＣＶによって調整された圧力を下回るように減少する。これに応答して、圧力８８０は、制御ギャラリー８０２、８０３内で急速に増大する。ラッチピン移動曲線１００３に示すように、ラッチピンの移動が開始する。
・１３〜１５ｍｓ−供給圧力曲線１００１は、流れが安定化するにつれて、未調整の定常状態に戻る。制御ギャラリー８０２、８０３内の圧力８８０は、ＯＣＶによって調整された高圧力に増大する。
・１５〜２０ｍｓ−作動油がラッチを戻り位置に完全に押し込み（ラッチピン移動曲線１００２）、作動油の流れ及び圧力がＯＣＶの未調整圧に安定化するにつれて、制御ギャラリー８０２、８０３内に圧力８８０増大／減少過渡変化が生じる。圧力スパイク１００３は、この過渡変化に特徴的なものである。
・１２ｍｓ及び１７ｍｓにおいて、圧力曲線８８０に、ラッチ位置１００２の急激な変位に一致する明確な圧力過渡変化が見られる。
図１７Ｂは、有効な１回の試験運転を示しており、低リフトから高リフトへの切換を始動するためにＯＣＶソレノイドバルブが停止されたときのデータが示されている。事象の系列は、次のように記述することができる。
・０ｍｓ−ＥＣＵは、ＯＣＶソレノイドバルブを停止するために電気信号８８１をオフにした。
・５ｍｓ−ＯＣＶソレノイド、調整された低圧力の作動油を制御ギャラリー８０２、８０３内に導入するために（圧力曲線８８０）、十分な量だけ移動する。
・５〜７ｍｓ−制御ギャラリー８０２、８０３内の圧力は、ＯＣＶが圧力を低く調整するにつれて、曲線８８０に示すように急速に減少する。
・７〜１２ｍｓ−低圧力点１００５に一致して、制御ギャラリー８０２、８０３内の低圧力は、ラッチ移動曲線１００２に示すように、ラッチの移動を始動させる。圧力曲線８８０の過渡変化は、ラッチバネ２３０（図１９）が作動油のラッチに関連する体積を圧縮し、移動させると開始される。
・１２〜１５ｍｓ−圧力曲線８８０に示されるように、圧力の過渡変化は、ラッチピン移動曲線１００２に示されるように、ラッチピンの移動が完了すると、再度導入される。
・１５〜３０ｍｓ−制御ギャラリー８０２、８０３内の圧力は、圧力曲線８８０に示されるＯＣＶ調整圧力で安定化する。
・上述したように、７〜１０ｍｓ及び１３〜２０ｍｓにおいて、圧力曲線８８０に、ラッチ位置１００２の急激な変位に一致する明確な圧力過渡変化が見られる。
上述し、また、以下の節に記載するように、作動油流路、穴部、クリアランス、及びチャンバーの固定された幾何学的構成、並びに、ラッチバネの剛性は、関連する作動油圧の変化に対する油圧応答及び機械的切換の速度に関連する変数である。図１７Ａ及び図１７Ｂに示す圧力曲線８８０は、許容可能な範囲で動作するＤＶＶＬスイッチングロッカーアームシステムを示すものである。動作の間の圧力の増大または減少の特定の速度（曲線の傾き）は、上に挙げた事象のタイミングによって特徴付けられる正常動作の特性である。エラー状況の例には、ラッチ応答時間の悪化を示す圧力事象の時間ずれ、事象の発生率の変化（圧力曲線の傾きの変化）、または、圧力事象の振幅の全体的な減少が含まれる。例えば、１５〜２０ｍｓの期間における予想される圧力増大に対する低下は、ラッチが完全に退縮しなかったため、臨界的シフトが生じるおそれがあることを示す。
これらの例における試験データは、約３４４．７５ｋＰａ（５０ｐｓｉ）の作動油圧及び７０℃の作動油温度で測定された。異なる運転条件での一連の試験によって、切換診断のためにＥＣＵによって使用される特性曲線のデータベースを得ることができる。
切換を診断するために圧力測定を使用する別の実施形態について説明する。図３に示すＤＦＨＬＡ１１０は、ラッシュの管理と、ＣＤＡまたはＤＶＶＬのようなスイッチングロッカーアームアセンブリを使用するＶＶＡシステムを駆動するための作動油の供給との両方に使用される。図５２に断面を示すように、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００の通常のラッシュ管理をすることによって、高リフト動作または低リフト動作の両方の間に、ボールプランジャー６０１に、内側アームアセンブリ６２２の受入ソケットとの接触を維持させるものである。ＤＦＨＬＡ１１０は、エンジン内で完全に組み立てられたとき、固定位置にあり、一方、内側ロッカーアームアセンブリ２２２は、ボール先端の接触点６１１回りの回転運動を呈する。内側アームアセンブリ６２２の回転運動及びボールプラジャー負荷６１５は、高リフト状態と低リフト状態の切換が行われると、大きさが変動する。ボールプランジャー６０１は、負荷と運動の変動を補償しつつ運動するように構成される。
ボールプランジャー負荷６１５の力の補償は、下側制御ギャラリーが下側ポート５１２からチャンバー９０５（図１１）へ連通するときに、下側制御ギャラリー８０５内の作動油圧によって提供される。 図６、図７に示すように、未調整圧の作動油は、エンジンのシリンダーヘッドから下側制御ギャラリー８０５内に連通する。
複数の実施形態において、ＤＦＨＬＡ１１０のラッシュアジャスタ部分に供給する油圧ギャラリー８０５内には、圧力変換器が配置される。圧力変換器は、高リフト状態から低リフト状態へ、または、低リフト状態から高リフト状態へ遷移するときに、ラッシュアジャスタに供給する油圧ギャラリー８０５内の過渡的な圧力変動を監視するために使用することができる。１つのモードから他のモードへの切換が行われるときに圧力特性を監視することによって、システムは、可変バルブ駆動システムの任意の箇所で誤動作が生じた時期を検出することが可能となる。複数の実施形態において、時間（ミリ秒）に対する圧力としてプロットされる圧力特性曲線は、振幅、傾き、及び／または他のパラメータを含むことができる特性形状を示すものである。
例えば、図１７Ｃには、時間（ミリ秒）に対する吸気バルブリフトのプロファイル曲線８１４が、同じ時間尺度に対する油圧ギャラリーの圧力曲線１００５、１００６と重ねられて、プロットされている。圧力曲線１００６及びバルブリフトのプロファイル曲線８１６は、低リフト状態に対応し、圧力曲線１００５及びバルブリフトのプロファイル曲線８１４は、高リフト状態に対応する。
定常状態の運転の間、圧力特性曲線１００５、１００６は、循環的な挙動を示し、ＤＦＨＬＡが変動するボールプランジャー負荷６１５を補償するときに生じる明確なスパイク１００７、１００８を備えている。この変動するボールプランジャー負荷は、カムがロッカーアームアセンブリを押下してバルブバネ（図３）を圧縮し、また、バルブバネが伸長してバルブを閉止し、そして、カムが、リフトが生じない基礎円上にあるときに生じる。図１７Ｃに示すように、過渡的な圧力スパイク１００６及び１００７は、それぞれ低リフト及び高リフトのプロファイル８１６、８１４のピークと対応する。油圧システムの圧力が安定化されると、定常状態の圧力特性曲線１００５、１００６が再開する。
上述し、次の節でも説明するように、ＤＦＨＬＡの作動油流路、穴、クリアランス、及びチャンバーの固定された幾何学的構成は、与えられた作動油圧及び温度に対する油圧応答及び油圧の過渡変動に関連する変数である。図１７Ｃに示す圧力特性曲線１００５、１００６は、許与可能な範囲で動作するＤＶＶＬスイッチングロッカーアームアセンブリを記述するものである。運転の間、圧力の増大または減少の特定の速度（曲線の傾き）、圧力のピーク値、及び、最大リフトに対する圧力ピークのタイミングも、切換事象のタイミングによって特徴付けられる正常運転の指標である。エラー状況の例には、圧力事象の時間ずれ、事象の発生率（圧力曲線の傾き）の変化、圧力の急激な予期しない過渡変化、または、圧力事象の振幅の全体的な減少が含まれるものであってもよい。
異なる複数の運転条件における一連の試験によって、ＥＣＵで切換診断のために使用される特性曲線のデータベースを備えることができる。システム構成及び車両の要件に基づいて１つまたはいくつかの圧力値を使用することができる。システムの誤動作の時期を判別するために、監視される圧力波形を標準の波形と比較することができる。
３． 切換制御及びロジック
３．１ エンジン実装
以下の節で、図４に示すＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム１００に、制御された圧力でエンジンオイルを供給するＤＶＶＬ油圧システムについて、４気筒エンジンにおける第２型バルブトレインの吸気バルブに組み付けられた形で説明する。別の実施形態では、この作動油供給システムは、ピストン駆動式内燃機関の吸気バルブまたは排気バルブの任意の組合せに適用することができる。
３．２ ロッカーアームアセンブリへの作動油供給システム
図３、図６、図７には、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム１００（図４）に、制御された圧力でエンジンオイル８０１を供給するＤＶＶＬ油圧システムが示されている。この構成では、圧力調整されていないシリンダーヘッド８０１からのエンジンオイルは、ＨＬＡ下側供給ギャラリー８０５に供給される。図３に示すように、このオイルは、常に、ＤＦＨＬＡの下側供給入口５１２と流体的に連通し、そこで、通常のラッシュ調整を実行するために使用される。圧力調整されていないシリンダーヘッド８０１からのエンジンオイルは、油量制御バルブアセンブリの入口８０１にも供給される。上述したように、このＤＶＶＬ実施形態のＯＣＶアセンブリ８２０は、独立に駆動され、共通の入口８２１からのオイル圧力を調整する２つのソレノイドバルブを含んでいる。ＯＣＶアセンブリ８２０の第１制御ポート出口８２２からの作動油は、第１上側ギャラリー８０２に供給され、第２制御ポート８２３からの作動油は、第２上側ギャラリー８０３に供給される。第１ＯＣＶは、シリンダー１及びシリンダー２のリフトモードを決定し、第２ＯＣＶは、シリンダー３及びシリンダー４のリフトモードを決定する。図１８に示し、以下の節で説明するように、ＯＣＶアセンブリ８２０におけるバルブの駆動は、エンジン制御装置８２５によって指令され、エンジン制御装置は、特定の物理的構成、スイッチングウィンドウ、及び、一群の運転パラメータ（例えば、特定の気筒数及び特定のオイル温度）についての検知された情報及び保存された情報の両方に基づくロジックを使用する。上側ギャラリーからの圧力調整された作動油は、ＤＦＨＬＡ上側ポート５０６に向けられ、ここで、流路５０９を通じてスイッチングロッカーアームアセンブリ１００に伝達される。図１９に示すように、作動油は、第１オイルギャラリー１４４及び第２オイルギャラリー１４６を介し、ロッカーアームアセンブリ１００を通じてラッチピンアセンブリ２０１に連通し、ここで、高リフト状態と低リフト状態の切換を始動させるために使用される。
上側ギャラリー８０２、８０３内に蓄積された空気をパージすることは、流体剛性を維持するとともに圧力上昇時間の変動を最小化するために重要である。圧力上昇時間は、切換動作の間のラッチ移動時間に直接影響を及ぼす。蓄積された空気をシリンダーヘッドのバルブカバー下の空気隙間に逃すために、上側ギャラリー８０２、８０３の高い位置に、図６に示す受動的抽気ポート８３２、８３３が追加された。
３．２．１ 低リフトモードにおける作動油供給
ここで、図８を参照すると、ＤＶＶＬシステムは、低リフトモードにおいて、アイドル状態から３５００ｒｐｍまで動作するように構成されている。ロッカーアームアセンブリ１００及び３ローブ型カム１０２の断面図は、低リフト運転を示す。図８及び図１９に示されるアセンブリの主要な構成要素には、内側アーム１２２、ローラーベアリング１２８、外側アーム１２０、スライダーパッド１３０、１３２、ラッチ２００、ラッチバネ２３９、ピボット軸１１８、及びロストモーションねじりバネ１３４、１３６が含まれる。低リフト運転の場合、ＯＣＶアセンブリ８２０のソレノイドバルブが励磁されると、２．０×１０５Ｐａ（２．０ bar）以上の未調整油圧が、制御ギャラリー８０２、８０３及びＤＦＨＬＡ１１０を通じてスイッチングロッカーアームアセンブリ１００に供給される。この圧力によってラッチ２００は退縮し、内側アーム１２２と外側アーム１２０はロック解除されて、独立に移動できるようになる。高リフトカムシャフトローブ１０４、１０６（図３）の、外側アーム１２０上のスライディングインタフェースパッド１３０、１３２との接触は維持される。外側アーム１２０は、ピボット軸１１８回りに回転し、バルブ１１２に対して何の移動も生じさせない。これは、一般的に、ロストモーションと呼ばれる。低リフトカムのプロファイル８１６（図５）は、早期にバルブを閉止するように構成されるため、スイッチングロッカーアーム１００は、高リフトカムシャフトローブ１０４、１０６（図３）からの全ての動きを移動するように構成される必要がある。ロストモーションねじりバネ１３４、１３６（図１５）からの力によって、外側アーム１２０が、高リフトローブ１０４、１０６（図３）と接触したままでいることが保障される。低リフトローブ１０８（図３）は、内側アーム１２２上のローラーベアリング１２８と接触し、バルブは、低リフトにおける早期のバルブ閉止のプロファイル８１６（図５）に従って開放される。
３．２．２ 高リフトモードにおける作動油供給
ここで、図９を参照すると、ＤＶＶＬシステムは、高リフトモードにおいて、アイドル状態から７３００ｒｐｍまで動作するように構成されている。ロッカーアームアセンブリ１００及び３ローブ型カム１０２の断面図は、高リフト運転を示す。図９及び図１９に示されるアセンブリの主要な構成要素には、内側アーム１２２、ローラーベアリング１２８、外側アーム１２０、スライダーパッド１３０、１３２、ラッチ２００、ラッチバネ２３９、ピボット軸１１８、及びロストモーションねじりバネ１３４、１３６が含まれる。
高リフト運転を開始するために、ＯＣＶセンブリー８２０のソレノイドバルブは非励磁状態とされる。ラッチバネ２００はラッチ２００を伸長させ、内側アーム１２２と外側アーム１２０とをロックする。これらのロックされたアームは、１つの固定されたロッカーアームのように機能する。対称な高リフトローブ１０４、１０６（図３）は、外側アーム１２０上のスライダーパッド１３０、（及び図示を省略する１３２）に接触し、内側アーム１２２をＤＦＨＬＡ１１０のボールエンド６０１回りに回転させ、高リフトのプロファイル８１４（図５）に従ってバルブ１１２を開放する。この間に、０．２×１０５〜０．４×１０５Ｐａ（０．２〜０．４ bar）に調整された油圧が、制御ギャラリー８０２、８０３を通じてスイッチングロッカーアーム１００に供給される。油圧が０．２×１０５〜０．４×１０５Ｐａ（０．２〜０．４ bar）に維持されることによって、オイル流路は充填された状態に維持されるが、ラッチ２００は退縮されない。
高リフトモードでは、最大のエンジン回転速度におけるバルブトレインの適切なラッシュ補償を確実に実行するために、ＤＦＨＬＡのデュアルフィード機能が重要である。図９に示す下側ギャラリー８０５は、シリンダーヘッドの油圧を下側ＤＦＨＬＡポート５１２（図１１）に連通する。ＤＦＨＬＡの下側部分は、通常の油圧式ラッシュ補償機構を実行するように構成されている。ＤＦＨＬＡ１１０機構は、空気混入を避け、かつ全てのエンジン回転速度でオイルが一杯に充填された状態を維持するために、作動油が十分な圧力を確実に有するように構成された。このシステムにおいて、流体剛性及び適切なバルブトレイン機能が維持される。
図２０に示す表は、高リフトモード及び低リフトモードの圧力状態をまとめたものである。ロッカーアームアセンブリの切換機能からの、ＤＦＨＬＡの通常のラッシュ補償機能の流体分離についても示されている。高リフトモード（ラッチは伸長され、係合されている状態）がデフォルトモードであるため、エンジンは、高リフトモードで始動する。
３．３ 運転パラメータ
ＤＶＶＬシステムの運転における重要な因子は、高リフトモードから低リフトモードへの切換制御の信頼性である。ＤＶＶＬバルブ駆動システムは、所定の時間窓の間のみ、モード間の切換が実行できる。上述したように、高リフトモードから低リフトモードへの切換及び低リフトモードから高リフトモードへの切換は、エンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５（図１８）からの信号によって始動する。エンジン制御装置は、保存された情報（例えば、特定の物理的構成に対する切換時間窓（スイッチングウィンドウ）、保存された運転情報、及び、センサによって収集されて処理された情報）を分析するロジックを使用する。スイッチングウィンドウ時間は、ＤＶＶＬシステムの物理的構成によって決定され、この物理的構成には、気筒数、１つのＯＣＶにより制御される気筒数、バルブリフト時間、エンジン回転速度、油圧制御及び機械システムに固有のラッチ応答時間が含まれる。
３．３．１ 収集されたデータ
実時間のセンサ情報には、図６に開示する例示的なＤＶＶＬシステム８００に示されるように、任意の数のセンサからの入力が含まれる。これらのセンサの検知する情報には、次の情報が含まれるものであってもよい。１）一実施形態において、上述した線形可変差動トランス（ＬＶＤＴ）使用して測定されるような、バルブステム移動８２９。２）ホール効果センサまたは運動検出器の使用による移動／位置８２８及びラッチ位置８２７。３）近接スイッチ、ホール効果センサ、または他の手段の使用によるＤＦＨＬＡ移動８２６。４）作動油圧８３０。５）作動油温度８９０。カムシャフトの回転位置及び回転速度は、直接収集されるものであってもよく、または、エンジンの回転速度センサから推定されるものであってもよい。
油圧駆動ＶＶＡシステムにおいて、作動油温度（オイル温度）は、ＣＤＡ及びＶＶＬのようなシステムにおける切換のために使用される油圧システムの剛性に影響を及ぼす。作動油が冷たすぎる場合、粘性により切換時間が遅くなり、誤動作を引き起こす。例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームシステムにおけるこの関係が、図２１−図２２に示されている。図６に示すセンサ８９０を、エンジンオイルクランクケース内ではなく、使用箇所の近傍に配置すうことによって取得された正確な作動油温度が、最も正確な情報を与える。一例として、ＶＶＡシステムにおいて、油量制御バルブ（ＯＣＶ）に近接して監視された作動油温度は、必要な流体剛性を用いて低リフト（未ラッチ状態）運転を始動するために、２０℃以上でなければならない。測定値は、任意の数の市販の部品（例えば、熱電対）を使用して取得することができる。油量制御バルブについては、２０１０年４月１５日に公開された米国特許出願公開第２０１０／００８９３４７号、及び、２０１０年１月２８日に公開された米国特許出願公開第２０１０／００１８４８２号にさらに詳しく説明されており、これらの文献の開示内容の全体は、参照により本明細に含まれる。
センサ情報は、実時間の運転パラメータとして、エンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５に送信される（図１８）。
３．３．２ 保存された情報
３．３．２．１ スイッチングウィンドウアルゴリズム
機械的スイッチングウィンドウ
図４に示す３ローブ型カムの各ローブの形状には、リフトが生じない基礎円部６０５、６０７、６０９と、リフト事象の前に機械的クリアランスを取るために使用される遷移部と、バルブ１１２を移動させるリフト部とが含まれる。システム８００（図６）に組み付けられた、例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム１００において、高リフトモードと低リフトモードとの切換は、ラッチ上にその移動を妨げる負荷がない基礎円動作の間にのみ生じることができる。この機構については、以下の節において詳述する。図５のグラフには、基礎円動作のリフトなし部分８６３が示されている。ＤＶＶＬシステム８００では、最大で３５００ｒｐｍのエンジン回転速度及び２０℃以上の作動油温度において、カムシャフトの１回転のうちに切換が行われる。切換が、タイミングウィンドウまたは所定の作動油条件の外で行われた場合、臨界的シフト事象が発生する場合がある。臨界的シフト事象は、バルブアクチュエータスイッチング要素上またはエンジンバルブ上の負荷が、切換の間にそれらの構造が適合するように設計された負荷よりも高いときのエンジンサイクル内の点における、エンジンバルブ位置の移動である。臨界的シフト事象によって、バルブトレイン及び／または他のエンジン部品が損傷する場合がある。スイッチングウィンドウは、さらに、制御ギャラリー内の圧力を変更し、ラッチを伸長位置から退縮位置に（及び、退縮位置から院長位置に）移動させるために必要とされるカムシャフトクランク角の持続時間として定義される。
図７に示し、上述したように、ＤＶＶＬシステムは、独立して制御される２つのソレノイドバルブを備えた１つのＯＣＶアセンブリ８２０を有している。第１バルブは、第１上側ャラリー８０２の圧力を制御し、シリンダー１及びシリンダー２のリフトモードを決定する。第２バルは、第２上側ャラリー８０３の圧力を制御し、シリンダー３及びシリンダー４のリフトモードを決定する。図２３には、このＯＣＶアセンブリ８２０（図３）において、シリンダー着火順序が（２−１−３−４）であるインライン型４気筒エンジンのクランクシャフト角に対する、吸気バルブタイミング（リフトシーケンス）が示されている。シリンダー２（８５１）、シリンダー１（８５２）、シリンダー３（８５３）、及びシリンダー４（８５４）の高リフト吸気バルブのプロファイルが、クランク角に対してプロットされたリフトとして、図の上部に示されている。対応するシリンダーのバルブリフト持続時間は、クランク角に対する持続時間領域８５５、８５６、８５７、８５８として、図の下部に示されている。個々のシリンダーに対して、リフトがない基礎円動作領域８６３も示されている。所定のスイッチングウィンドウは、それぞれのＯＣＶが２つのシリンダーを一度に制御するように構成されているという付加条件のもとに、１回転のうちにラッチを移動させるように決定されなければならない。
機械的スイッチングウィンドウは、ラッチの移動を理解して改善することによって、最適化することができる。ここで、図２４〜図２５を参照すると、スイッチングロッカーアームアセンブリ１００の機械的構成には、効果的なスイッチングウィンドウの増大が可能な２つの異なる条件がある。第１の条件は、高リフトラッチ制限と呼ばれ、高リフトモードで生じる。このとき、ラッチ２００は、バルブ１１２を開放するように負荷が印加されることによって、所定の位置にロックされている。第２の条件は、低リフトラッチ制限と呼ばれ、未ラッチ状態の低リフトモードで生じる。このとき、外側アーム１２０が、外側アーム１２０下でラッチ２００が伸長することを阻止している。以下でこれらの条件について説明する。
高リフトラッチ制限
図２４には、ラッチ２００が外側アーム１２０と係合する高リフト事象が示されている。バルブバネ１１４により付勢される力に抗してバルブが開放されると、ラッチ２００は、その力を内側アーム１２２から外側アーム１２０に伝達する。バネ１１４の力がラッチ２００により伝達されると、ラッチ２００は、その伸長位置にロックされることになる。この条件において、高リフトモードから低リフトモードへの切換を試みている間に、ＯＣＶの切換を行うために印加される作動油圧は、ラッチ２００をロックし、それが退縮することを妨げている力に勝つには不十分である。この条件は、高リフト事象が終了し、ラッチ２００が無負荷状態になる基礎円動作８６３が開始する（図２３）前に、圧力印加が可能となることによって、全スイッチングウィンドウを延長させるものである。ラッチ２００上の力が解除されるときに、切換事象を直ちに開始することができる。
低リフットラッチ制限
図２５には、ラッチ２００が低リフトモードで退縮しているときの低リフト動作が示されている。この事象のリフト部分の間に、ＯＣＶで切換が行われて高リフトのラッチ状態に復帰するために作動油圧が低減したとしても、外側アーム１２０が、ラッチ２００を阻止して、その伸長を妨げている。この条件は、低リフト事象が終了し、基礎円動作８６３が開始する（図２３）前に、作動油圧の開放が可能となることによって、全スイッチングウィンドウを延長させるものである。基礎円が到達すると、ラッチバネ２３０がラッチ２０を伸長させることができる。基礎円の前に圧力を開放することが可能であることによって、全スイッチングウィンドウが増大する。カムシャフトが基礎円を回転させるときに、切換を直ちに開始することができる。
図２６には、図２３に示した情報と同じ情報が示されている。但し、図２６には、高リフト状態と低リフト状態との間の機械的切換工程の各ステップを完了するために必要な時間が重ねて示されている。これらのステップは、機械的ロッカーアームアセンブリの構成に特有の機械的切換の要素を表している。図２３に関連して上述したように、エンジンの点火順序は、クランク角に対応して、シリンダー２を基準として、吸気バルブプロファイル８５１、８５２、８５３、８５４に沿って、上部に示されている。ラッチ２００は、吸気カムローブが基礎円８６３上にある間（機械的スイッチングウィンドウと呼ばれる）に、移動しなければならない。ＯＣＶアセンブリ８２０の各ソレノイドバルブは、２つのシリンダーを制御しているため、スイッチングウィンドウは、両方のシリンダーがそれぞれ対応する基礎円上である間に適合するように調節しなければならない、シリンダー２は、２８５度のクランク角で基礎円に戻る。ラッチ移動は、シリンダー２の次のリフト事象の前に、６９０度のクランク角までに完了しなければならない。同様に、シリンダー１は、４５６度で基礎円に戻り、切換は１５０度までに完了しなければならない。図から分かるように、シリンダー１及びシリンダー２のスイッチングウィンドウは、少し異なっている。図から分かるように、第１ＯＣＶの電気的トリガーは、シリンダー１の吸気リフト事象の前に切換を開始し、また、第２ＯＣＶの電気的トリガーは、シリンダー４の吸気リフト事象の前に開始する。
図２６における切換時間を３５００ｒｐｍの最大切換速度で定義するために、最悪状況解析法が実行された。ここで、エンジンは、７３００ｒｐｍというずっと大きな速度で運転されるものであってもよいが、３５００ｒｐｍを超えたモード切換は許容されないことに注意されたい。シリンダー２の全スイッチングウィンドウは２６ミリ秒であり、この時間は、７ミリ秒の高リフト／低リフトラッチ制限時間８６１と、１９ミリ秒の機械的切換時間８６４の２つの部分に分けられる。１０ミリ秒の機械的応答時間８６２は、全てのシリンダーに対して一定である。シリンダー１について、１５ミリ秒のラッチ制限時間８６１が長いのは、ＯＣＶ切換が、シリンダー１が吸気リフト事象上にある間に開始され、ラッチの移動が制限されているためである。
全スイッチングウィンドウを満足するために、いくつかの機械的及び流体的な拘束条件に適合しなければならない。第１に、次の吸気リフト事象が開始する前に完了しない切換によって生じる臨界的シフト８６０は、避けなければならない。第２に、実験データは、２０℃という可能な最低のエンジンオイル温度でラッチを移動するための最大切換時間は、１０ミリ秒であることを示している。図２６に関連して上述したように、基礎円上の機械的切換８６４のために１９ミリ秒が使用可能である。全ての試験データが、切換の機械的応答８６３は、最初の１０ミリ秒内で生じることを示しているため、機械的切換時間８６４のために１９ミリ秒の全体は必要ではない。機械的拘束条件及び流体的拘束条件の組合せによって、最悪状況における切換時間である１７ミリ秒には、ラッチ制限時間８６１に加えてラッチ機械的応答時間８６２が含まれる。
ＤＶＶＬ切換ロッカーアームシステムは、９ミリ秒の余裕を持って切換を達成するように構成される。さらに、９ミリ秒の余裕によって、３５００ｒｐｍを超えた速度での切換が可能とすることができる。図２６に示すように、シリンダー３及びシリンダー４は、シリンダー１及びシリンダー２と、異なる位相で、同じ切換時間に対応する。ＯＣＶアセンブリのソレノイドバルブを動作させるために必要な電気的切換時間は、この解析には含まれていない。但し、ＯＣＶの励磁から制御ギャラリーの作動油圧が変化を開始するための時間は、予測可能であるため、この変数を考慮するように、ＥＣＵを容易に較正することができる。
ここで、図４及び図２５Ａに示すように、カムシャフトの回転とラッチ２００の移動のタイミングが一致して、ラッチ２００に一端で負荷が印加され、そこでラッチが外側アーム１２０上に部分的にのみ係合した場合、臨界的シフトが発生する場合がある。一旦、高リフト事象が開始すると、ラッチ２００は、外側アーム１２０から滑って外れる可能性がある。これが発生すると、内側アーム１２２が、バルブバネ１１４の力によって加速されて、ローラー１２８と低リフトカムローブ１０８との間に衝突を生じさせることになる。臨界的シフトによって、ロッカーアームアセンブリ１００及びバルブの移動の制御に瞬時的な損失が発生し、また、システムに衝撃が発生するため、臨界的シフトは望ましくない。ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームは、寿命分の臨界的シフトの発生に応じるように構成された。
３．３．２．２ 保存された運転パラメータ
運転パラメータは、切換ロジック制御のためのＥＣＵ８２５（図１８）によって使用される、保存された情報を含む。切換ロジック制御は、以下の節で説明される拡張試験の間に収集されたデータに基づく。既知の運転パラメータのいつくつかの例について説明する。様々な実施形態において、１）高リフト状態から低リフト状態への切換のために、２０℃という最低作動油温度が必要である。２）切換動作のためのエンジンサンプ内に発生する油圧について、２×１０５Ｐａ（２ bar）という最小作動油圧が必要である。３）図２１〜図２２に示すグラフのデータによれば、ラッチ応答切換時間は、作動油温度とともに変動する。４）図１７に示し、上述したように、切換動作によって生じる予測可能な圧力変動が、圧力センサ８９０によって決定されるように、上側ギャラリー８０２、８０３（図６）に発生する。５）図５に示し、上述したような、クランク角（時間）に対する既知のバルブの移動は、リフトプロファイル８１４、８１６に基づいて、予め決定し保存することができる。
３．３ 制御ロジック
上述したように、ＤＶＶＬ切換は、特定の運転条件の下で、短い既定の時間ウィンドウ内でのみ行うことができる。そして、タイミングウィンドウの外でＤＶＶＬの切換を行うと、臨界的シフト事象が発生し、バルブトレイン及び／または他の部品が損傷するおそれがある。作動油圧、温度、排気、及び負荷のようなエンジン条件は、素早く変動する可能性があるため、実時間条件を解析し、作動システムの特性を示す既知の運転パラメータと比較し、切換の時期を決定するためにその結果を調整し、切換信号を送信するために、高速の処理装置を使用することができる。これらの動作は、１秒当たり数百回または数千回実施することができる。様々な実施形態において、この計算機能は、専用の処理装置によって実行されるものであってもよく、または、エンジン制御装置（ＥＣＵ）と呼ばれる既存の汎用の自動車用制御システムによって実行されるものであってもよい。典型的なＥＣＵは、アナログデータ及びデジタルデータのための入力部と、マイクロプロセッサ、プログラム可能なメモリ、及びランダムアクセスメモリを含む処理部と、出力部とを含む。出力部は、リレー、スイッチ、及び警告灯の作動を含むものであってもよい。
一実施形態において、図６及び図１８に示すエンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５は、バルブステムの移動８２９、移動／位置８２８、ラッチ位置８２７、ＤＦＨＬＡ移動８２６、作動油圧８３０、及び作動油温度８９０のような、複数のセンサからの入力を受け入れる。所定のエンジン回転速度（図２０）で可能な運転温度及び圧力、及び、（図２６に示し、他の節で説明したような）スイッチングウィンドウのようなデータが、メモリに保存される。そして、実時間で収集された情報が、保存された情報と比較され、解析されて、ＥＣＵ８２５が切換のタイミングを決め、制御するためのロジックが与えられる。
入力が解析された後、ＥＣＵ８２５によって、ＯＣＶ８２０に制御信号が出力され、切換動作が開始される。切換動作は、燃費の改善及び排気の低減等のエンジン性能の目標に対応しながら、臨界的シフト事象を避けるように、タイミングが調整される。必要な場合、ＥＣＵ８２５は、エラー状況に対応して運転者に警告するものであってもよい。
４． ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームアセンブリ
４．１ アセンブリの説明
油圧油によって駆動され、カムに係合するスイッチングロッカーアームについて説明する。外側アームと内側アームは、内燃機関のバルブに移動を伝達するように構成される。ラッチ機構は、ラッチ、スリーブ、及び配向部材を含む。スリーブは、ラッチ及び内側アーム内のボアに係合し、配向部材のための開口部を備える。配向部材は、スリーブ及び内側アームに対してラッチを正しく方向付けるために使用される。スリーブ、ラッチ、及び内側アームは、ラッチの最適な配向を決定するために使用される基準マークを有する。
例示的なスイッチングロッカーアーム１００は、図４の透視図に示すように、３ローブ型カム１０２とともに動作する間に構成されるものであってもよい。あるいは、同様のロッカーアームの実施形態は、２ローブ型カムのような他のカム構成とともに動作するように構成されるものであってもよい。スイッチングロッカーアーム１００は、油圧式ラッシュ調整を維持する機構、及び、内側アーム１２２に切換用作動油を供給する機構を備えるように構成される。様々な実施形態において、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）１１０が両方の機能を実現する。バルブ１１２、バネ１１４、及びバネ保持部材も上記アセンブリとともに構成される。カム１０２は、第１及び第２高リフトローブ１１６と、低リフトローブ１０８を有する。図２７に示すように、スイッチングロッカーアームは、外側アーム１２０及び内側アーム１２２を有する。動作の間に、高リフトローブ１０４、１０６は、外側アーム１２２に接触し、一方、低リフトローブは、内側アーム１２２に接触する。ローブによって、外側アーム１２０と内側アーム１２２は周期的に下方へ移動する。この下方移動は、内側アーム１２２によってバルブ１１２に伝達され、それによって、バルブが開放される。ロッカーアーム１００は、高リフトモードと低リフトモードとの間で切換可能である。高リフトモードでは、外側アーム１２０は、内側アーム１２２にラッチされる。エンジン運転の間、高リフトローブは、周期的に外側アーム１２０を押し下げる。外側アーム１２０は内側アーム１２２にラッチされているため、高リフト移動は、外側アーム１２０から内側アーム１２２に伝達され、さらに、バルブ１１２に伝達される。ロッカーアーム１００が低リフトモードにあるとき、外側アーム１２０は、内側アーム１２２にラッチされず、したがって、外側アーム１２０によって示される高リフト移動は、内側アーム１２２に伝達されない。代わりに、低リフトローブは、内側アーム１２２に接触して、低リフト移動を発生させ、それがバルブ１１２に伝達される。内側アーム１２２にラッチされていないとき、外側アーム１２０は、軸１１８回りに旋回するが、移動をバルブ１１２に伝達することはない。
図２７は、例示的なスイッチングロッカーアーム１００の透視図である。スイッチングロッカーアーム１００は、例としてのみ記載されており、本発明に係るスイッチングロッカーアーム１００の構成は、図示されるスイッチングロッカーアーム１００の構成に限定されるものではない。
図２７に示されるように、スイッチングロッカーアーム１００は、外側アーム１２０を含み、外側アームは、第１の外側サイドアーム１２４と第２の外側サイドアーム１２６を有する。内側アーム１２２及び外側アーム１２４の両方は、ピボット軸１１８に取り付けられる。ピボット軸は、ロッカーアーム１００の第１端１０１に近接して配置され、内側アーム１２２は、第１端により、外側アーム１２０に対して内側アーム１２２のピボット軸１１８回りの回転の自由度を有しつつ、外側アーム１２２に固定される。外側アーム１２０と内側アーム１２２が取り付けられる別体のピボット軸１１８を有する図示された実施形態に加えて、ピボット軸１１８は、外側アーム１２０または内側アーム１２２の一部であってもよい。
図２７に示されるロッカーアーム１００は、３ローブ型カムの中央の低リフトローブに係合するように構成されたローラー１２８を有する。外側アーム１２０の第１及び第２スライダーパッド１３０、１３２は、図４に示す第１及び第２高リフトローブ１０４、１０６に係合するように構成される。第１及び第２ねじりバネ１３４、１３６は、高リフトローブ１０４、１０６によって変位された後、外側アーム１２０を上方に付勢するように機能する。このロッカーアーム構成は、過大トルクの復元機能を与える。
外側アームの第１及び第２過大移動リミッタ１４０、１４２は、ねじりバネ１３４、１３６の過大ねじれを防止し、バネ１３４、１３６上の過剰な応力を制限する。過大移動リミッタ１４０、１４２は、低リフトモードの間に外側アーム１２０がその最大回転に到達したときに、第１及び第２作動油ギャラリー１４４、１４６上で内側アーム１２２に接触する。この点で、過大移動リミッタ１４０、１４３とギャラリー１４４、１４６との間の干渉により、外側アーム１２０のさらなる下方への回転は停止する。図２８は、ロッカーアーム１００の上面図である。図２８に示すように、過大移動リミッタ１４０，１４２は、外側アーム１２０から、内側アーム１２２のギャラリー１４４、１４６に重なるように内側アーム１２２に向かって伸びており、これによって、リミッタ１４０、１４２とギャラリー１４４、１４６とが確実に干渉する。図２９は、２９−２９線に沿った断面を示す断面図である。図２９に示すように、リミッタ１４０の接触面１４３は、ギャラリー１４４の断面形状に整合するような外形を有している。これは、リミッタ１４０、１４２がギャラリー１４４、１４６に接触するときに、一様に分布する力を印加するために役立つ。
上述したように、低リフトモードの間に外側アーム１２０がその最大回転に到達すると、図１５に示すラッチストップ９０が、ラッチの伸長を妨げて、不正にロックすることが防止される。この機能は、必要に応じて、外側アーム１２０の形状に適合するように構成することができる。
図２７は、ロッカーアーム１００を上方から見た透視図である。図２７は、本発明の一実施形態に従うねじりバネ１３４、１３６を示すものである。図２８は、図２７に示すロッカーアームアセンブリ１００の平面図である。この構成は、それぞれ保持軸１１８周りに巻回されたねじりバネ１３４、１３６を備えるロッカーアームアセンブリ１００を示すものである。
スイッチングロッカーアームアセンブリ１００は、性能及び耐久性を犠牲にすることなく、限られたエンジン空間内に組み込まれるために十分な程度に小型でなければならない。構成のトルク要件を満たすサイズの円形ワイヤを巻回してなる従来のねじりバネは、実施形態によっては、図２８に示すような、外側アーム１２０と内側アーム１２２との間に許容されるバネ空間１２１内に組み込まれるためには幅広過ぎるものである。
４．２ ねじりバネ
ねじりバネ１３４、１３６の構成及び製造工程について説明する。このねじりバネは、選択された構成材料から形成された略四角形のワイヤを使用した小型の構成を備えている。
ここで、図１５、２８、３０Ａ、及び３０Ｂを参照すると、ねじりバネ１３４、１３６は、略台形状のワイヤ３９７から構成される。この台形は、巻回工程の間に力が印加されると、ワイヤ３９７が略四角形の形状に変形することが可能なように構成されている。ねじりバネ１３４、１３６が巻回された後、結果として生じるワイヤの形状は、略四角形の断面形状を備える第１ワイヤ３９６と同様のものである。図２８の８線に沿った断面において、２つのねじりバネ１３４、１３６は、複数のコイル３９８，３９９の断面として示されている。好適な実施形態において、ワイヤ３９６は、この例では垂直な辺４０２、４０４として示されている２つの長辺と、上辺４０１及び底辺４０３とをそなえた四角形の断面形状を有する。コイルの上辺４０１と底辺４０３の平均長の、辺４０２と辺４０４の平均長に対する比率は、１未満の任意の値とすることができる。この比率によって、コイル３９８の上辺４０１と底辺４０３の平均長に等しい直径を備えた円形ワイヤを使用して巻回されたバネよりも、曲げに対してコイル軸４００に沿った大きな剛性が生じる。別の実施形態において、ワイヤの断面は、長い上辺４０１と短い底辺４０３とを備えた略台形状を有する。
この構成において、コイルが巻回されると、各コイルの長辺４０２は、直前のコイルの長辺４０２上に載置されることになり、これによって、ねじりバネ１３４、１３６が安定化される。この形状及び構成では、全てのコイルが直立して保持され、圧力印加時に互いに擦れること、または傾くことが防止される。
ロッカーアームアセンブリ１００の動作時、略四角形または台形のねじりバネ１３４、１３６は、図３０Ａ、図３０Ｂ、及び図１９に示す軸４００回りに曲げられたとき、高い部分応力が発生し、特に、上面４０１上に引張応力が発生する。
耐久性要件を満たすため、技術と材料とを組み合わせて使用される。例えば、ねじりバネ１３４、１３６は、強度及び耐久性を改善する構成とともに、クロム・バナジウム合金鋼を含む材料から形成するものであってもよい。
ねじりバネ１３４、１３６は、加熱後急冷することによって、バネ性をやわらげるものであってもよい。これによって、残留応力が低減する。
ねじりバネ１３４、１３６を形成するためのワイヤ３９６、３９７の表面に投射物を衝突させること、または「ショットピーニング」が、ワイヤ３９６、３９７の表面に残留圧縮応力を付加するために使用される。次いで、ワイヤ３９６、３９７は、巻回されてねじりバネ１３４、１３６となる。このようなショットピーニングにより、結果として生じるねじりバネ１３４、１３６は、ショットピーニングを行うことなく形成された同等のバネよりも大きな引張応力を受け入れることが可能となる。
４．３ ねじりバネ用ポケット
スイッチングロッカーアームアセンブリ１００は、周りの構造物への衝撃を最小化しつつ、限られたエンジン空間内に組み込まれるために十分な程度に小型であってもよい。スイッチングロッカーアーム１００は、近接する構成要素によって形成される保持機能を備えたねじりバネ用ソケットを備えている。
ここで、図２７、図１９、図２８、及び図３１を参照すると、外側アーム１２０及び内側アーム１２２のアセンブリは、図３１に示すポケット１１９を形成する。ポケットは、図１９に示すねじりバネ１３４、１３６の端部のための全体的保持機能を含む。
ねじりバネ１３４、１３６は、ピボット軸１１８に沿って自由に移動することができる。組立てが完了すると、内側アーム２２上の第１及び第２タブ４０５、４０６が、ねじりバネ１３４、１３６の内側端部４０９、４１０をそれぞれ保持する。外側アーム１２０上の第１及び第２過大移動リミッタ１４０、１４２は、組立て後、過度の拘束、または追加の材料及び部品を要することなく、それぞれ第１及び第２ねじりバネ１３４、１３６の外側端部４０７、４０８の回転を防止し、外側端部４０７、４０８を保持する。
４．４ 外側アーム
外側アーム１２０は、動作の間に予測される特定の負荷に対して最適化されており、その曲げに対する抵抗、及び他の手段によってまたは他の方向に印加されるトルクによっては、仕様から外れたたわみが生じる場合もある。非動作的な負荷の例は、取り扱いまたは加工によって発生する。スライダーパッドを研削する間のクランプ及び保持を支援するために構成され、部品に組み込まれたクランプ機能またはクランプ面は、それが部品をゆがみなく固定するため、複数のスライダーパッドの間の平行性を維持するために必要な重要なステップである。図１５に、ロッカーアーム１００の別の透視図を示す。第１クランプ用ローブ１５０が、第１スライダーパッド１３０の下側から突出している。第２クランプ用ローブ（図示は省略する）は、同様に、第２スライダーパッド１３２の下側に配置されている。製造工程の間に、クランプ用ローブ１５０は、スライダーパッド１３０、１３２の研削の間のクランプに係合される。外側アーム１２０をロッカーアームアセンブリ１００の部品として組み立てられた状態に近い位置に保持するクランプ用ローブ１５０に力が印加される。これらの面の研削には、パッド１３０、１３２が互いに平行であり、外側アーム１２がゆがんでいないことが要求される。クランプ用ローブ１５０でクランプすることによって、他のクランプ構成では外側アーム１２０に発生するおそれがあるゆがみが、防止される。例えば、クランプ用ローブ１５０で、好適には外側アーム１２０の全体をクランプすることは、サイドアーム１２４、１２６を互いの方向に圧迫することによって発生するおそれがある機械的応力を消去することに役立つ。別の例では、クランプ用ローブ１５０の位置は、スライダーパッド１３０、１３２の直下であり、その結果、研削機との接触によって発生する外側アーム上のトルクが実質的にゼロになるかまたは最小化される。特定の応用例では、ゆがみを最小化するために、外側アーム１２０の他の部分に圧力を印加する必要がある場合もある。
４．５ ＤＶＶＬアセンブリの動作
図１９は、図２７及び図１５に示すスイッチングロッカーアーム１００の展開図である。図１９及び図２８を参照すると、組立て後、ローラー１２８は、ニードルローラー型アセンブリ１２９の一部となる。このアセンブリは、ローラー１２８とローラー軸１８２との間に取り付けられるニードル１８０を有する。ローラー軸１８２は、ローラー軸開口部１８３、１８４を介して、内側アーム１２２に取り付けられる。
ローラーアセンブリ１２９は、低リフトカム１０８の回転運動を内側ロッカーアーム１２２に伝達し、さらに、未ラッチ状態においてバルブ１１２に伝達するように機能する。ピボット軸１１８は、カラー部１２３を通じて内側アーム１２２に取り付けられ、また、ピボット軸開口部１６０、１６２を通じて、ロッカーアーム１００の第１端１０１で、外側アーム１２０に取り付けられる。未ラッチ状態における外側アーム１２０の内側アーム１２２に対するロストモーション回転は、ピボット軸１１８回りに発生する。ここに言うロストモーション運動は、未ラッチ状態における外側アーム１２０の内側アーム１２２に対する移動を意味する。この移動は、未ラッチ状態において、カム１０２の第１及び第２高リフトローブ１０４、１０６の回転運動を、バルブ１１２に伝達しない。
ローラーアセンブリ１２９及びパッド１３０、１３２以外の他の構成も、カム１０２からの運動をロッカーアーム１００に伝達するために使用できる。例えば、パッド１３０、１３２のような滑らかな非回転面（図示は省略する）を、低リフトローブ１０８に係合するように内側アーム１２２上に配置し、ローラーアセンブリは、高リフトローブ１０４、１０６からロッカーアーム１００の外側アーム１２０に運動を伝達するようにロッカーアーム１００に取り付けられるものであってもよい。
ここで、図４、図９、図１２を参照すると、上述したように、例示したスイッチングロッカーアーム１００は、３ローブ型カム１０２を使用している。
動的負荷を非スイッチ型のロッカーアーム構成と可能な限り近づけつつ、構成を小型にするため、高リフトモードでの動作の間に、スライダーパッド１３０、１３２は、カムローブ１０４、１０６に接触する面として使用される。スライダーパッドは、動作の間に、ローラーベアリングのような他の構成よりも大きな摩擦を発生させ、第１スライダーパッド面１３０と第１高リフトローブ面１０４との間の摩擦、及び、第２スライダーパッド面１３２と第２項リフトローブ１０６との間の摩擦は、エンジンの効率損失をもたらす。
ロッカーアームアセンブリ１００が、高リフトモードにある場合、バルブ開放の全負荷は、スライダーパッド１３０、１３２に印加される。ロッカーアームアセンブリ１００が低リフトモードにあるとき、スライダーパッド１３０、１３２に印加されるバルブ開放事象の負荷は低減するが、存在する。例示したスイッチングロッカーアーム１００のパッケージ化の拘束条件は、カムローブ１０４、１０６に接触するスライダーパッドエッジ長７１０，７１１と記述される各スライダーパッド１３０，１３２の幅が、大部分の既存のスライダー界面構成よりも狭いことを要求する。この結果、大部分の既存のスライダー界面構成よりも、部品負荷及び応力が高くなる。摩擦は、カムローブ１０４，１０６及びスライダーパッド１３０、１３２の過大な損耗を発生させ、高負荷と結びついた場合、早期の部品損傷をまねくおそれがある。例示したスイッチングロッカーアームアセンブリでは、外側アーム１２０上のスライダーパッド１３０、１３２上に、ダイアモンドライクカーボンコーティングのようなコーティングが使用される。
ダイアモンドライクカーボンコーティング（ＤＬＣ）によって、摩擦を低減し、同時に、スライダーパッド１３０、１３２が必要な損耗特性及び負荷特性を備えることにより、例示したスイッチングロッカーアーム１００の動作が可能となる。容易に理解されるように、ＤＬＣコーティングの利点は、このアセンブリまたは他のアセンブリの任意の部品面（例えば、ピボット軸面１６０、１６２、図１９に示す外側アーム１２０上）に応用することができる。
類似のコーティング材料及び工程は存在するが、次のようなＤＶＶＬロッカーアームアセンブリシステムの要件を満足するために十分なものはない。これらの要件は、１）十分な硬度を有し、２）適切な負荷耐性を有し、３）動作環境において化学的に安定であり、４）外側アームのアニーリング温度を超えない温度の工程で付着され、５）エンジン寿命要件を満たし、６）鋼鉄と鋼鉄との界面と比較して摩擦が低減する、というものである。上述したＤＬＣコーティングは、これらの要件を満たし、スライダーパッド面１３０、１３２に付着される。スライダーパッド面は、ＤＬＣコーティング用途に開発された研削ホイール材料及び速度を使用して、最終仕上まで研削される。また、このスライダーパッド面１３０，１３２は、いくつかの技術（例えば、蒸気噴射、または、微粒子サンドブラスト）のうちの一つを使用して、特定の表面粗さにまで研磨される。
４．５．１ 油圧システム
ロッカーアームアセンブリ１００の油圧式ラッチは、小さな空間に組み込まれなければならず、また、切換応答時間要件を満たし、作動油のポンピング損失を最小化するものでなければならない。作動油は、作動油流路に沿って制御された圧力で導かれ、制御された体積が、ラッチピンの切換を駆動するために必要な力及び速度を与えるような方法で、適用される。作動油流路には、システムが、適切な流体剛性を有しかつ適切な切換応答時間が生じるために、特定のクリアランス及びサイズが要求される。油圧システムの構成は、切換機構に含まれる他の要素（例えば、付勢バネ２３０）と協調するものでなければならない。
スイッチングロッカーアームアセンブリ１００において、作動油は、一連の流体連通するチャンバー及び通路を通じてラッチピン機構２０１または任意の他の油圧駆動ラッチピン機構に伝達される。上述したように、作動油伝達システムは、ＤＦＨＬＡ１１０の作動油ポート５０６から開始する。ここで、作動油または他の作動流体は、制御された圧力で導入される。圧力は、例えばソレノイドバルブのような切換装置で変更することができる。ボールプランジャーエンド６０１から出た後、作動油または他の作動流体は、この単一位置から、上述した内側アーム内の第１作動油ギャラリー１４４及び第２作動油ギャラリー１４６を通じて、図１９に示すラッチピンアンセブリ２０１に向けられる。第１作動油ギャラリー及び第２作動油ギャラリーは、図１０に示すボールソケット５０２から作動油が流れるときの圧力降下を最小化するサイズに形成されたボアを有する。
内側アーム１２２を外側アーム１２０にラッチするための機構２０１は、図１９に示されている。外側アームは、図示された実施形態では、ロッカーアーム１００の第２端１０３の近傍に配置される。機構２０１は、高リフトモードで伸長され、内側アーム１２２を外側アーム１２０に固定するラッチピン２００を含む。低リフトモードにおいて、ラッチ２００は、内側アーム１２２内に退縮し、これによって、外側アーム１２０のロストモーション運動が可能となる。作動油圧は、ラッチピン２００の移動を制御するために使用される。
図３２に示すように、ラッチピンアセンブリの一実施形態において、作動油ギャラリー１４４、１４６（図１９参照）は、作動油開口部２８０を通じてチャンバー２５０に流体連通する。
作動油は、作動油開口部２８０及びラッチピンアセンブリ２０１に、動作モードに応じた範囲の圧力で供給される。
図３３に示されるように、チャンバー２５０内に作動油が導入されると、ラッチ２００がボア３４０内に退縮し、外側アーム１２０の内側アーム１２２に対するロストモーション回転が可能となる。作動油は、図３２に示す第１チャンバー２５０から第２チャンバー４２０へ、第１の略円筒形の面２０５と面２４１との間を通って伝達されるものであってもよい。
作動油のうちのいくらかは、内側アーム１２２に穿孔された穴部２０９を通じてエンジンに戻される。ラッチされた高リフト状態に戻るとき付勢バネ２３０が伸長すると、残存する作動油は、作動油流路を通じて押し戻される。同様の流路は、通常未ラッチ状態の動作のために付勢されるラッチ機構に使用することができる。
ラッチピンアセンブリ構成は、クリアランス、公差、穴部サイズ、チャンバーのサイズ、バネ構成、及び、作動油の流れを制御する同様の寸法の組み合わせにより、ラッチピン応答時間を管理する。例えば、ラッチピン構成は、所定の圧力範囲における公差内で動作するアクティブ作動油領域を備えるように構成された複直径ピン、作動油のポンピング損失を制限するように構成された作動油シール用ランド、作動油送り込みチャンバーのような特徴を含むものであってもよい。
ここで、図３２〜図３４を参照すると、ラッチ２００は、限られた空間内に、次のような複数の機能を与える構成上の特徴を含んでいる。
１． ラッチ２００は、第１の略円筒面２０５と第２の略円筒面２０６を含む。第１の略円筒面２０５は、第２の略円筒面２０６よりも大きな直径を有する。ピン２００及びスリーブ２１０をともにボア２４０内に組付けると、追加の部品を何ら要することなくチャンバー２５０が形成される。上述したように、この体積は、作動油開口部２８０と流体連通する。さらに、圧力面４２２の面積は、伝達される作動油圧と組み合わせて、ピン２００を移動させ、付勢バネ２３０を圧縮し、低リフトモード（未ラッチ状態）に切換えるために必要な力を与えるように調整することができる。
２． 第１の略円筒面２０５と隣接するボア壁２３１との間の空間は、チャンバー２５０から第２チャンバー２４１へ流れる作動油の量を最小化するように意図されている。第２の略円筒面２０５と面２４１との間のクリアランスは、作動油の漏れ、及び、作動油が第１の略円筒面２０５と面２４１との間を、チャンバー２５０から第２チャンバー４２０に伝達されるときの関連する作動油ポンピング損失を発生させることなく、ピン２００の自由な移動を可能にするために、精密に調整しなければならない。
３． パッケージ化の拘束条件により、ピン２００の移動の軸に沿った距離が最小となることが要求される。いくつかの動作条件において、入手可能な作動油シール用ランド４２４は、第１の略円筒面２０５と面２４１との間を、チャンバー２５０から第２チャンバー４２０に伝達される作動油の流れを制御するために十分ではない場合がある。環状シール面について説明する。ラッチ２００が退縮すると、ラッチは、その後面２０３でボア壁２０８と遭遇する。好適な一実施形態において、ラッチ２００の後面２０３は、平坦環状面またはシール面２０７を有しており、この面は、第１及び第２の略円筒ボア壁２４１、２４２に対して略直交し、ボア壁２０８に対して平行である。平坦環状面２０７は、ボアへ来２０８に対してシールを形成する。これによって、ラッチ２００の第１の略円筒面２０５と第１の略円筒ボア壁２４１によって形成されるシールを通じた、チャンバー２５０からの作動油漏れが低減する。シール面２０７の面積は、作動流体がシール面２０７とボア壁２０８との間、及び穴部２０９流れることを防止するシールを維持しながら、シール面２０７と、図３２に示すボア壁２０８との間の作動油の薄膜によって生じる分離抵抗が最小化される大きさに設定される。
４． ラッチピン２００の一実施形態において、作動油送り込み面（例えば、面取り面）４２６は、より素早い切換の開始を可能にし、圧力面４２２とスリーブエンド４２７との間の作動油の薄膜によって生じる分離抵抗を克服するような初期圧力面の面積を与える。面取り面のサイズ及び角度によって、通常の動作の間に発生する圧力変動による予期しない開始を発生させることなく、切換の開始が容易となる。ラッチピン２００の第２実施形態において、図３４に放射状に配置された一連のキャスタレーション４２８は、初期圧力面の面積を与える。この面積は、切換の素早い開始を可能にし、かつ、圧力面４２２とスリーブエンド４２７との間の作動油の薄膜によって生じる分離抵抗を克服するための大きさに設定される。
作動油送り込み面４２６は、圧力面４２２とスリーブエンド４２７との間の分離力の要件を低減させることによって切換のために必要な圧力及び作動油のポンピング損失も低減することができる。これらの関係は、切換応答とポンピング損失に対する増分的改善として見ることができる。
作動油が、上述したスイッチングロッカーアームアセンブリ１００の油圧システムを通じて流れるとき、作動油圧と作動油流路の面積及び長さとの関係が、油圧システムの反応時間の大部分を規定し、また切換の応答時間にも直接影響を及ぼす。例えば、高圧かつ高速の作動油が大きな体積に入ると、その速度は突然遅くなり、反応時間または剛性が低減する。ロッカーアームアセンブリ１００の動作に固有のこれらの関係の範囲は、計算することができる。例えば、一つの関係は、次のように記述される。すなわち、作動油が、２×１０５Ｐａ（２ bar）の圧力でチャンバー２５０に供給される。ここで、作動油圧は、圧力面によって分けられて、付勢バネ２３０の力を超える力を伝達し、１０ミリ秒内でラッチ状態の運転から未ラッチ状態の運転への切換を始動させる。
作動油のポンピング損失を最小化しながら、許容される流体剛性及び応答時間が生じるような特性の関係は、次のように定義することができる。
・作動油ギャラリー１４４、１４６の内部直径とボールソケット５０２から穴部２８０までの長さ
・ボア穴部２８０の直径と長さ
・圧力面４２２の面積
・全ての動作状態における第２チャンバー４２０の体積
・作動油シール用ランド４２４の長さ
・平坦環状面２０７の面積
・穴部２０９０の直径
・ＤＦＨＬＡ１１０によって供給される作動油圧
・付勢バネ２３０の剛性（スティフネス）
・流路５０４、５０８、５０９の断面積
・作動油送り込み面４２６の面積及び数
・キャスタレーション４２８の数及び断面積
スイッチングロッカーアーム１００における上述した油圧構成のラッチ応答時間は、例えば、次のような条件の範囲として記述できる。
作動油温度：１０℃から１２０℃
作動油の種類：５ｗ−２０重量
この条件の結果として、ラッチ応答時間に影響を及ぼす作動油の粘性の範囲が設定される。
４．５．２ ラッチピン機構
ロッカーアームアセンブリ１００のラッチピン機構２０１は、高リフトモードから低リフトモードへ、及び、低リフトモードから高リフトモードへ、機械的に切換える手段を与える。ラッチピン機構は、通常は未ラッチ状態にあるか、または、ラッチ状態にあるように構成することができる。いくつかの好適な実施形態について説明する。
一実施形態において、内側アーム１２２を外側アーム１２０にラッチするための機構２０１は、図１９に示されている。外側アームは、図示された実施形態では、ロッカーアーム１００の第２端１０３の近傍に配置される。機構２０１は、ラッチピン２００、スリーブ２１０、配向ピン２２０、及びラッチバネ２３０を含む。機構２０１は、内側アーム１２２のボア２４０内に取り付けられるように構成される。以下に説明するように、組立てられたロッカーアーム１００では、ラッチ２００は、高リフトモードに伸長され、内側アーム１２２を外側アーム１００に固定している。低リフトモードにおいて、ラッチ２００は、内側アーム１２２内に退縮し、これによって、外側アーム１２０のロストモーション運動が可能となる。切換えられた作動油圧は、上述したように、第１及び第２ギャラリー１４４、１４６を通じて供給され、ラッチ２００のラッチ状態または未ラッチ状態を制御する。プラグ１７９は、ギャラリー穴部１７２内に挿入され、第１及び第２作動油ギャラリー１４４、１４６を閉じる圧力的に密なシールを形成し、ギャラリーがラッチ機構２０１に作動油を通過させることが可能となる。
図３２には、図２８の３２，３３−３２，３３線に沿った断面を示す、ラッチ状態のラッチ機構２０１の断面図である。ラッチ２００は、ボア２４０内に配置される。ラッチ２００は、付勢バネ２３０が挿入されるバネ用ボア２０２を有している。ラッチ２００は、後面２０３と前面２０４を有する。ラッチ２００には、第１の略円筒面２０５と第２の略円筒面２０６も使用されている。第１の略円筒面２０５は、第２の略円筒面２０６よりも大きな直径を有する。バネ用ボア２０２は、面２０５、２０６で略同心に構成される。
スリーブ２１０は、第１の略円筒形のボア壁２４１との境界となる略円筒形の外面２１１と、略円筒形の内面２１５を有する。ボア２４０は、第１の略円筒形のボア壁２４１と、第１の略円筒形のボア壁２４１よりも大きな直径を有する第２の略円筒形のボア壁２４２とを有する。スリーブ２１０の略円筒形の外面２１１と、ラッチ２００の第１の略円筒面２０５は、第１の略円筒形のボア壁２４１に係合して、圧力的に密なシールを形成する。さらに、スリーブ２１０の略円筒形の内面２１５も、ラッチ２００の第２の略円筒面２０６と圧力的に密なシールを形成する。動作の間に、これらのシールによって、ラッチ２００の第２の略円筒面２０６を取り囲むチャンバー２５０に、作動油圧が形成される。
ラッチ２００のデフォルト位置は、図３２に示すように、ラッチ位置である。バネ２３０は、ラッチ２００をボア２４０からラッチ位置へ外側に付勢する。チャンバー２５０に印加される作動油圧は、ラッチ２００を退縮させて、未ラッチ位置に移動させる。バネ２３０がラッチ２００を未ラッチ位置に付勢し、ボア壁２０８と後面２０３との間に作動油圧を印加することにより、ラッチ２００がボア２４０から外側に伸長して外側アーム１２０をラッチするといった、他の構成も可能である。
ラッチ状態において、ラッチ２００は、外側アーム１２０のラッチ面２１４を、アーム係合面２１３で係合する。図３２に示すように、外側アーム１２０は、下方への移動が妨げられ、ラッチ２００を通じて内側アーム１２２へ運動を伝達する。配向形状２１２は、配向ピン２２１が内側アーム１２２の外側から第１ピン開口部２１７を通じて、次いでスリーブ２１０の第２ピン開口部２１８を通じて、内部へと伸長する流路の形を取る。保持部２２２は、ピン２２１を適切な位置に固定する。配向ピン２２１は、ラッチ２００のボア２４０内の過大な回転を防止する。
図３３に示し、上述したように、作動油がチャンバー２５０に導入されると、ラッチ２００が、ボア２４０内に退縮し、それによって、外側アーム１２０は、内側アーム１２２に対してロストモーション回転をする。そして、外側アーム１２０は、もはや、ラッチ２００により下方への移動が妨げられることはなく、ロストモーション運動を示す。作動油は、作動油ギャラリー１４４、１４６に流体連通する作動油開口部２８０を通じてチャンバー２５０に導入される。
図３５Ａ〜図３５Ｆには、配向ピン２２１のいくつかの保持装置が示されている。図３５Ａでは、ピン２２１は、一様な厚さを有する円筒形である。図３５Ｃに示すように、押込リング９１０が、スリーブ２１０に配置された凹部２２４に配置される。ピン２２１は、リング９１０内に挿入され、これによって、歯９１２が変形してピン２２１がリング９１０に固定される。そして、ピン２２１は、リング９１０が内側アーム１２２によって凹部２２４内に封入されることによって、所定の位置に固定される。図３５Ｂに示すような別の実施形態では、ピン２２１は、リング９１０の歯９１０が押圧し、リング９１０をピン２２１に固定するスロット９０２を有する。図３５Ｄに示すような別の実施形態では、ピン２２１は、図３５Ｅに示した種類のＥ字形状のクリップ８１４を含むスロット９０４を有するか、または、図３５Ｆに示したような弓状のＥ字形状のクリップ９１４が挿入されて、固定ピン２２１を内側アーム１２２に対して所定の位置に固定するものであってもよい。さらに別の実施形態において、スタンプ型リングの代わりにワイヤ型リングを使用するものであってもよい。組立ての間に、Ｅ字形状のクリップ９１４は凹部２２４に配置され、その点で、スリーブ２１０が内側アーム１２２に挿入され、配向ピン２２１がクリップ９１０を通じて挿入される。
図３６に、ラッチ２００の例が示されている。ラッチ２００は、ヘッド部２９０と本体部２９２とに分けられる。前面２０４は、突出する凸状の面である。この面形状は、外側アーム１２０に向かって伸び、これによって、ラッチ２００のアーム係合面２１３が外側アーム１２０に適切な係合する機会が増大する。アーム係合面２１３は、略平坦な面を含む。アーム係合面２１３は、第２の略円筒面２０６を備えた第１境界２８５から第２境界２８６へ、及び、前面を備えた境界２８７から面２３２を備えた境界２３３へ、伸びるものである。
アーム係合面２１３の、面２３２からラッチ２００の長手軸Ａの方向に最も遠くへ伸びる部分は、第１境界２８５と第２境界２８６との間に実質的に等距離に配置される。反対に、アーム係合面２１３の、面２３２からラッチ２００の長手軸Ａの方向に最も近くへ伸びる部分は、実質的に第１及び第２境界２８５、２８６に配置される。前面２０４は、凸曲面である必要はなく、代わりに、ｖ字形状または他の形状の面であってもよい。この構成により、ラッチ２００のアーム係合面２１３の外側アーム１２０への適切な係合の可能性を改善しながら、ラッチ２００のボア２４０での回転を増大させることが可能となる。
図２７に、別のラッチ機構２０１が示されている。中空のカップ状のプラグの形を取る配向プラグ１０００は、スリーブ穴部１２２０内に圧入され、配向形状２１２内に伸びることによってラッチ２００を向き付け、ラッチ２００のスリーブ２１０に対する過大な回転を防止する。以下に説明するように、整列スロット１００４は、ラッチ２００をスリーブ２１０内での配向を設定し、ラッチ２００がスリーブ２１０内で回転できる形状を与えることによって、最終的に内側アーム１２２内での配向を設定することを支援する。
図３８〜図４０を参照すると、スイッチングロッカーアーム１００を組み立てる方法の例は次の通りである。配向プラグ１０００がスリーブ穴部１００２に圧入され、ラッチ２００がスリーブ２１０の略円筒形の内面２１５に挿入される。
次いで、ラッチピン２００は、配向形状２１２がプラグ１０００に到達するまで時計回りに回転され、この点で、配向形状２１２とプラグ１０００との干渉により更なる回転が防止される。次いで、図３８に示すように、アーム係合面２１３と、スリーブの穴部１００２に直行するように揃えられたスリーブ基準１０１０、１０１２との間の角度に対応する角度測定値Ａ１が取得される。整列スロット１００４は、ラッチ２００の基準線としても機能するものであってもよいく、キースロット１０１４は、スリーブ２１０上に配置される基準としても機能するものであってもよい。次いで、ラッチピン２００は、配向形状２１２がプラグ１０００に到達するまで反時計回りに回転され、さらなる回転が防止される。図３９に示されるように、アーム係合面２１３とスリーブ基準１０１０、１０１２との間の角度に対応する第２の角度測定値Ａ２が取得される。Ａ１及びＡ２を取得するために、反時計回りに回転させ、次いで時計回りに回転させるものであってもよい。図４０に示すように、内側アーム１２２内に挿入されると、スリーブ２１０及びピンのサブアセンブリ１２００は、内側アーム基準１０２０とスリーブ基準１０１０，１０１２との間で測定された角度にしたがって、角度Ａだけ回転される。この結果、アーム係合面２１３は、内側アーム基準１０２０によって指示されるように、内側アーム１２２に対して水平に配向される。回転の量Ａは、ラッチ２００が外側アーム１２０に係合する可能性を最大化するように選択される必要がある。その一例は、サブアセンブリ１２００を、内側アーム基準１０２０から測定されたＡ２とＡ１の差の半分の角度だけ回転させることである。本発明の範囲内において、他の調整量Ａも可能である。
図４１に、ピン１０００のプロファイルの別の実施形態が示されている。ここでは、ピン１０００は中空であり、内側体積１０５０を部分的に取り囲んでいる。ピンは、略円筒形の第１壁１０３０と略円筒形の第２壁１０５０を有する。略円筒形の第１壁１０３０は、第２壁１０４０の直径Ｄ２よりも大きい直径Ｄ１を有する。図４１に示された実施形態において、フランジ１０２５は、ピン１００が、スリーブ２１０のピン開口部２１８を通じて下方に移動することを制限するために使用される。図４２に示す第２の実施形態では、圧入が、ピン１００がスリーブ２１０のピン開口部２１８を通じて下方に移動することを制限する。
４．６ ＤＶＶＬアセンブリのラッシュ管理
図４に示すＤＶＶＬスイッチングロッカーアームアセンブリ１００において、３以上のラッシュ値を管理するか、またはクリアランスを構成する方法を説明する。これらの方法には、製造公差の範囲、許容損耗、及びカムローブ／ロッカーアーム接触面の設計プロファイルが含まれるものであってもよい。
ＤＶＶＬアセンブリのラッシュの説明
図４に示したロッカーアームアセンブリ１００の例は、アセンブリ内の１つ以上の位置で維持しなければならない１つ以上のラッシュ値を有する。図４に示す３ローブ型カム１０２は、３つのカムローブ、すなわち、第１高リフトローブ１０４、第２高リフトローブ１０６、及び低リフトローブ１０８を有する。カムローブ１０４、１０６、１０８は、それぞれ基礎円６０５、６０７、６０９を含むプロファイルを含んでいる。基礎円は、略円形であり、カムシャフトと同心である。
図４に示すスイッチングロッカーアームアセンブリ１００は、２つの位置に小さなクリアランス（ラッシュ）を有するように構成されている。第１位置は、図４３に示されるように、ラッチパッド面２１４とアーム係合面２１３との間の距離であるラッチラッシュ６０２である。ラッチラッシュ６０２によって、高リフトモードと低リフトモードとの間の切換時に、ラッチ２００に負荷がかからず自由に移動できることが保証される。図４，図２７、図４３、及び図４９に示されるように、ラッシュの第２の例は、第１スライダーパッド１３０と第１高リフトカムローブの基礎円６０５との間の距離である、カムシャフトラッシュ６１０である。カムシャフトラッシュ６１０は、低リフト動作の間に図４９に示すローラー１２８が低リフトカムの基礎円６０９に接触するとき、スライダーパッド１３０、１３２と、それぞれの高リフトカムの基礎円６０５、６０７との接触、ひいては摩擦損失を消去する。
また、低リフトモードの間、カムシャフトラッシュ６１０によって、基礎円６０９の動作の間、ねじりバネ１３４、１３６の力がＤＦＨＬＡ１１０に伝達されることが防止される。これによって、ＤＦＨＬＡ１１０は、通常の油圧式ラッシュ補償を備えた標準的なロッカーアームアセンブリのように動作することが可能となる。この場合、ＤＦＨＬＡのラッシュ補償部は、エンジン作動油圧ギャラリーから直接供給される。この動作は、図４７に示す、スイッチングロッカーアームアセンブリ１００内の回転ストップ６２１、６２３によって促進される。回転ストップは、外側アーム１２０が、ねじりバネ１３４、１３６の力によって十分遠くに回転され、高リフトローブ１０４、１０６に接触することが防止される。
図４３及び図４８に示すように、全機械的ラッシュは、カムシャフトラッシュ６１０とラッチラッシュ６０２の和である。この和は、バルブの動きに影響を及ぼす。高リフトカムシャフトのプロファイルは、全機械的ラッシュ６１２を補償するための開放及び閉止ランプ６６１を含む。全機械的ラッシュ６１２の最小変動は、エンジン寿命を通じて性能目標を維持するために重要である。ラッシュを指定された範囲内に保持するため、全機械的ラッシュ６１２の公差は、製造において精密に調整される。部品損耗は、全機械的ラッシュの変動と相関を有するため、機構の寿命を通じて低レベルの部品損耗が許容される。広範な耐久性は、割り当てられた許容損耗と全機械的ラッシュは、寿命試験の終了まで指定された制限内に維持されることを示している。
図４８のグラフにおいて、ラッシュ値（ミリメートル単位）が縦軸、カムシャフト角（度単位）が横軸である。バルブリフトのプロファイル６６０の線形部分６６１は、与えられたカムシャフト角の変化に対する距離（ミリメートル）の変化が一定であることを示し、接触面同士の閉止速度が一定の領域を表す。例えば、バルブリフトのプロファイル曲線６６０の線形部分６６１の間、ロッカーアームアセンブリ１００（図４）が低リフトモードから高リフトモードへの切換られるときの第１スライダーパッド１３０と第１高リフトローブ１０４（図４３）との間の閉止距離は、一定速度を表す。一定速度領域を使用することによって、加速度による衝撃負荷が低減する。
図４８に示すように、バルブリフトのプロファイル曲線６６０の一定速度の無リフト部６６１の間、バルブリフトは発生しない。全ラッシュが、改善されたシステム設計、製造、または組立工程を通じて低減または精密に制御されている場合、バルブリフトのプロファイルの線形の速度部分に必要な量が低減する。これによって、例えば、早期のバルブ開放またはエンジン毎の一貫したバルブ動作を可能にするといった、エンジン管理の利点が得られる。
ここで、図４３、図４７、及び図４８に示すように、個々の部品及びサブアセンブリの設計及び組立ての変化は、切換タイミングの仕様を満たすラッシュ値の行列を生成し、上述した必要な一定速度の切換領域を低減することができる。例えば、１つのラッチピン２００の自己整列の実施形態には、機能するために、１０ミクロンの最小のラッチラッシュ６０２を必要とする形状が含まれる。修正改善されたラッチ２００は、自己整列機能なく構成され、５ミクロンのラッチラッシュを要するように設計することができる。この設計変更は、全ラッシュを５ミクロン分低減させ、バルブリフトのプロファイル６６０に必要な無リフト部６６１が低減する。
図４３に示すラッチラッシュ６０２及びカムシャフトラッシュ６１０は、３ローブ型カム１０２で他の接触方法を使用する、図４に示すスイッチングロッカーアームアセンブリ１００の任意の設計の変化に対して、同様の方法で説明することができる。一実施形態において、ローラー１２８（図１５及び図２７）の代わりに、１３０と同様のスライダーパッドが使用される。第２の実施形態において、１２８と同様のローラーが、スライダーパッド１３０及びスライダーパッド１３２の代わりに使用される。ローラーとスライダーパッドの組み合わせを有する他の実施形態もある。
ラッシュ管理、試験
以下の節に説明するように、ラッシュを管理するために使用される設計方法及び製造方法は、予測される運転条件の範囲に対して、通常運転及び高ストレス条件表す条件の両方をシミュレートするために、試験され、検証される。
ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの耐久性は、継続性能（すなわち、適切なバルブ開放及び閉止）と損耗測定とを組みあせて実施することによって査定される。損耗は、システム内の機械的ラッシュの相対量に沿って、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム上の材料、特にＤＬＣコーティングの損失を定量化することによって査定される。上述したように、ラッチラッシュ（図４３）は、内側及び外側アームの間のラッチピンの移動を許容するために必要であり、エンジン電子制御装置（ＥＣＵ）によって指令されたときに、高リフトモード及び低リフトモード運転の両方を可能にする。任意の理由によるＤＶＶＬロッカーアーム上のラッシュの増大は、使用可能なリフトなしランプ６６１（図４８）を低減し、バルブトレインの高加速が生じる。機械的ラッシュに関する損耗の仕様は、寿命の終了時における所望の動的性能を維持するために制限組み込み部品を許容するように、設定される。
例えば、図４３に示すように、ロッカーアームアセンブリの接触面間の損耗は、ラッチラッシュ６０２、カムシャフトラッシュ６１０、及び結果として生じる全ラッシュを変化させる。これらのそれぞれの値に影響する損耗は、次のものである。１）ローラー１２８（図１５）とカムローブ１０８（図４）の間の界面の損耗は、全ラッシュを低減する。２）スライド面、スライダーパッド１３０、１３２（図１５）とカムローブ１０４、１０６（図４）との間のスライド面の損耗は、全ラッシュを増大させる。３）ラッチ２００とラッチパッド面２１４との間の損耗は、全ラッシュを増大させる。ベアリング界面の損耗は、全ラッシュを低減させ、ラッチとスライダー界面の損耗は、全ラッシュを増大させる。全体的な損耗は、正味の全ラッシュが、ロッカーアームアセンブリの寿命に渡って最小化されるものである。
４．７ ＤＶＶＬアセンブリのダイナミクス
従来のロッカーアームに対する重量分布、剛性、及び慣性は、指定された範囲の運転速度及び動的安定性に関連する反応力、バルブ先端負荷、及び運転の間のバルブバネ圧縮に対して最適化された。図４に例示したスイッチングロッカーアーム１００は、従来のロッカーアームと同じ設計要件を有し、付加的質量及びアセンブリの切換機能によって与えられる付加的な拘束条件を伴う。モード切換エラーによる衝撃負荷及びサブアセンブリの機能要件を含む他の因子も考慮しなければならない。質量及び慣性を低減し、構造的剛性を維持するため、及びキー領域における抵抗応力のために必要な質量分布に効果的に取組まない設計により、部分的に仕様外のたわみが生じるか、または、過応力となり、これらの両方は、切換性能の低下及び未熟な部分の損失をもたらす可能性がある。図４に示すＤＶＶＬロッカーアームセンブリ１００は、低リフトモードにおいて３５００ｒｐｍまで、及び、高リフトモードにおいて７３００ｒｐｍまで、動的に安定でなければならない。
図４、図１５、図１９、及び図２７に示すように、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００の剛性は、低リフトモード及び高リフトモードの両方で評価される。低リフトモードにおいて、内側アーム１２２は、力を伝達してバルブ１１２を開放する。内側アームの剛性が、同じ応用における固定ロッカーアームの剛性よりも大きいため、エンジンをパッケージ化する許容体積、及び内側アーム１２２の機能パラメータは、高度に最適化された構造を要しない。高リフトモードにおいて、外側アーム１２０は、内側アーム１２２とともに動作して力を伝達し、バルブ１１２を開放する。有限要素解析（finite element analysis：ＦＥＭ ）技術は、外側アーム１２０が、最大の柔軟な構成要素であることを示している。図５０に示すグラフには、垂直方向のたわみ６７０の最大領域が示されている。この部分に対する質量分布及び剛性の最適化は、スライダーパッド１３０、１３２とラッチ２００との間で、外側アーム１２９の断面の垂直方向高さ増大させることに向けられる。外側アーム１２０の上側プロファイルの設計制限は、外側アーム１２０と高リフトローブ１０４、１０６の掃引プロファイルとの間のクリアランスに基づく。外側アームの下側プロファイルの設計制限は、低リフモードにおけるバルブバネ保持部１１６に対するクリアランスに基づく。上述された設計条件内で材料分布を最適化することによって、垂直方向のたわみが低減し、剛性が（一例では、初期の設計に対して３３パーセントよりも大きく）増大する。
図１５及び図５２に示すように、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００は、ＤＦＨＬＡ１１０のボールプランジャー接触点２１１回りに旋回するときの慣性を、アセンブリの質量を可能な限り一側１０１に寄せることによって最小化するように設計されている。これによって、大きな質量を有する２つの構成要素であるピボット軸１１８及びねじりバネ１３４，１３６を、ＤＦＨＬＡ１１９の一側１０１の近傍に配置するという一般的な構成が設計される。ピボット軸１１８をこの位置に配置すると、ラッチ２００はＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００の一端１０３に配置される。
図５５は、高リフトモードにおけるＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００の剛性を、他の標準的なロッカーアームと比較したグラフである。ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００は、この応用例における固定ロッカーアームよりも低い剛性を有する。但し、その剛性は、現在製造されている同様のバルブトレイン構成で仕様されているロッカーアームの既存の範囲内にある。ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００の慣性は、近似的に、固定ロッカーアームの慣性の２倍である。但し、その慣性は、現在製造されている同様のバルブトレイン構成で仕様されているロッカーアームの平均値よりも僅かに大きいだけである。複数のＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００を含む吸気バルブトレインの全体的な有効質量は、固定吸気バルブトレインよりも２８％だけ大きい。これらの剛性、質量、及び慣性の値は、運転設計基準を満たしながら、慣性を最小化し、剛性を最大化するために、各構成要素及びサブアセンブリの最適化を要する。
４．７．１ ＤＶＶＬアセンブリのダイナミクスの詳細な説明
図５３には、ロッカーアームアセンブリ１００の全慣性を構成する主要な構成要素が示されている。これらは、内側アームアセンブリ６２２、外側アーム１２０、及びねじりバネ１３４、１３６である。上述したように、内側アームアセンブリ６２２の機能要件、例えば、作動油伝達流路及ラッチピン機構のハウジングでは、同じ応用例に対する固定ロッカーアームよりも高い剛性が要求される。以下の説明では、内側アームアセンブリ６２２が単一の部品として考慮されている。
図５１〜図５３を参照すると、図５１には、図４に示すロッカーアームアセンブリ１００の上面図が示されている。図５２は、図５１の５２−５２線に沿った断面図であり、ロッカーアームアセンブリ１００の負荷接触点を示す。回転する３ローブ型カム１０２は、ローラー１２８、または、運転モードによっては、スライダーパッド１３０、１３２に対してカム負荷６１６を印加する。ボールプランジャーエンド６０１及びバルブ先端６１３は、反対の力を与える。
低リフトモードにおいて、内側アームアセンブリ６２２は、カム負荷６１６をバルブ先端６１３に伝達し、バネ１１４（図４）を圧縮し、バルブ１１２を開放する。高リフトモードにおいて、外側アーム１２０、及び内側アームアセンブリ６２２は、一体にラッチされる。この場合、外側アーム１２０は、カム負荷６１６をバルブ先端６１３に伝達し、バネ１１４を圧縮し、バルブ１１２を開放する。
ここで、図４及び図５２に示すように、ロッカーアームアセンブリ１００の全慣性は、その主要な構成要素の慣性の和によって決定され、それがボールプランジャー接触点６１１回りに回転するとして計算される。例示的なロッカーアームアセンブリ１００において、主要な構成要素は、ねじりバネ１３４、１３６、内側アームアセンブリ６２２、及び外側アーム１２０として定義されるものであってもよい。全慣性が増大すると、バルブ先端６１３上の動的負荷は増大し、システムの動的安定性は低減する。バルブ先端の負荷を最小化し、動的安定性を最大化するために、ロッカーアームアセンブリ１００全体の質量は、ボールプランジャー接触点６１１の方に寄せられる。寄せることができる質量は、所定のカム負荷６１６、バルブ先端負荷６１４、及びボールプランジャー負荷６１５に対して必要な、ロッカーアームアセンブリ１００の剛性要件によって制限される。
ここで、図４及び図５２に示すように、ロッカーアームアセンブリ１００の剛性は、高リフト状態または低リフト状態における、内側アームアセンブリ６２２と外側アーム１２０の剛性の組み合わせよって決定される。ロッカーアームアセンブリ１００の任意の与えられた位置の剛性値は、有限要素解析（ＦＥＡ）または他の解析法を用いて計算及び視覚化することができる、測定軸６１８に沿った位置に対して剛性をプロットしたグラフにより特徴づけることができる。同様に、外側アーム１２０及び内側アームアセンブリ６２２の剛性は、有限要素解析（ＦＥＡ）または他の解析法を用いて、個別に計算及び視覚化することができる。図示された例１０６では、これらの解析の結果が、測定軸６１８に沿った位置に対して剛性をプロットした一連の特性グラフとして示されている。追加的な説明として、上述した図５０には、外側アーム１２０の最大たわみのグラフが示されている。
ここで、図５２及び図５６に示すように、ロッカーアームアセンブリ１００上の任意の与えられた位置に対する応力及びたわみは、有限要素解析（ＦＥＡ）または他の解析方法を用いて計算し、与えられたカム負荷６１６、バルブ先端負荷６１４、及びボールプランジャー負荷６１５に対して、測定軸６１８に沿った位置に対して応力及びたわみをプロットしたグラフにより特徴づけることができる。同様に、外側アーム１２０及び内側アームアセンブリ６２２の応力及びたわみは、有限要素解析（ＦＥＡ）または他の解析法を用いて、個別に計算及び視覚化することができる。図５６に示す例では、これらの解析結果が与えられたカム負荷６１６、バルブ先端負荷６１４、及びボールプランジャー負荷６１５に対して、測定軸６１８に沿った位置に対して応力及びたわみをプロットした一連の特性グラフとして示されている。
４．７．２ ＤＶＶＬアセンブリのダイナミクスの解析
図５２には、応力及びたわみの解析に対して、負荷の位置及び大きさに関連した負荷事例が示されている。例えば、高リフトモードでラッチ状態にあるロッカーアームアセンブリ１００において、カム負荷６１６はスライダーパッド１３０、１３２に印加される。カム負荷６１６は、バルブ先端負荷６１４及びボールプランジャー負荷６１５によって対抗される。第１距離６３２は、バルブ先端負荷６１４とボールプランジャー負荷６１５との間で、測定軸６１８に沿って測定された距離である。第２距離６３４は、バルブ先端負荷６１４とカム負荷６１６との間で、測定軸６１８に沿って測定された距離である。負荷率は、第１距離６３２で除算された第２距離６３４である。動的解析では、解析及び可能な最適化のために、複数の値及び運転条件が考慮される。これらには、３ローブ型カムシャフトの界面パラメータ、ねじりバネパラメータ、全機械的ラッシュ、慣性、バルブバネパラメータ、及びＤＦＨＬＡパラメータが含まれるものであってもよい。
評価のための設計パラメータは、次のようなものである。
ここで、図４、図５１、図５２、図５３、及び図５４を参照して、設計パラメータの所定の組に基づく、一般的な設計方法を説明する。
１．スッテプ３５０において、質量をボールプランジャー接触点６１１に向けて寄せるために、構成要素６２２、１２０、１３４、及び１３６を測定軸に沿って配置する。例えば、ねじりバネ１３４，１３６は、ボールプランジャー接触点から２ｍｍ左に配置し、内側アームアセンブリ６２２のピボット軸１１８は、５ｍｍ右に配置するものであってもよい。外側アーム１２０は、図５３に示すようにピボット軸１１８と並ぶように配置される。
２．ステップ３５１において、与えられた構成要素の配置構成に対して、ロッカーアームアセンブリ１００の全慣性を計算する。
３．ステップ３５２において、構成要素の配置構成の機能性を評価する。例えば、ねじりバネ１３４、１３６が、指定された位置において、追加の質量なしでスライダーパッド１３０、１３２とカム１０２との接触を維持するために必要な剛性を与えることを確認する。別の例では、構成要素の配置構成は、パッケージサイズの拘束条件に適合するように決定されなければばらない。
４．ステップ３５３において、ステップ３５１とステップ３５２の結果を評価する。選択されたエンジン回転速度におけるバルブ先端負荷６１４及び動的安定性の最小要件を満たさない場合、ステップ３５１とステップ３５２における構成要素の配置と解析の実行を繰り返す。選択されたエンジン回転速度におけるバルブ先端負荷６１４及び動的安定性の最小要件を満たす場合、ロッカーアームアセンブリ１００のたわみ及び応力を計算する。
５．ステップ３５４において、応力及びたわみを計算する。
６．ステップ３５６において、たわみ及び応力を評価する。たわみ及び応力に関する最小要件を満たさない場合、ステップ３５５に進み、構成要素設計を改善する。設計の反復が終了した場合、ステップ３５３に戻り、バルブ先端負荷６１４と動的安定性を再評価する。選択されたエンジン回転速度におけるバルブ先端負荷６１４及び動的安定性の最小要件を満たす場合、ステップ３５４において、たわみ及び応力を計算する。
７．図５５を参照すると、応力、たわみ、及び動的安定性の条件を満足するとき、結果は、１つの可能な設計３５７である。解析結果は、慣性に対する剛性のグラフ上に、可能な設計構成をプロットすることができる。このグラフは、領域３６０で示される許容値の範囲を備える。図５７は、３つの異なる合格設計を示す。同様に、許容可能な慣性／剛性領域３６０は、個別の主要の構成要素１２０、６２２及びねじりバネ１３４、１３６の特性も限定する。
ここで、図４、図５２、及び図５５に示すように、外側アーム１２０、内側アームアセンブリ６２２、及びねじりバネ１３４、１３６を含むロッカーアームアセンブリ１００の主要な構成要素のそれぞれが、慣性、応力、及びたわみについての指定された設計基準を、集合的に満たした場合、合格設計に到達したことになる。合格設計は、主要な構成要素のそれぞれについて固有の特性データを与える。
それを説明するために、図５７に示すような、特定の剛性／慣性基準を満たす３つの機能するＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００を選択する。これらのアセンブリのそれぞれは、３つの主要な構成要素を含む。それらは、ねじりバネ１３４、１３６、外側アーム１２０、及び内側アームアセンブリ６２２である。この解析のために、図５８に示す例ように、それぞれの主要な構成要素の可能な慣性値の範囲について説明する。
・ねじりバネの組、設計例＃１、慣性＝Ａ；ねじりバネの組、設計例＃２、慣性＝Ｂ；ねじりバネの組、設計例＃３、慣性＝Ｃ
・ねじりバネの組の慣性の範囲は、ボールエンドプランジャーの先端（図５９では、符号Ｘが付されている）回りに計算され、値Ａ、Ｂ、Ｃで定義される範囲によって限定されている。
・外側アーム、設計例＃１、慣性＝Ｄ；外側アーム、設計例＃２、慣性＝Ｅ；外側アーム、設計例＃３、慣性＝Ｆ
・外側アームの慣性の範囲は、ボールエンドプランジャーの先端（図５９では、符号Ｘが付されている）回りに計算され、値Ｄ、Ｅ、Ｆで定義される範囲によって限定されている。
・内側アームアセンブリ、設計例＃１、慣性＝Ｘ；内側アームアセンブリ、設計例＃２、慣性＝Ｙ；内側アームアセンブリ、設計例＃３、慣性＝Ｚ
・内側アームアセンブリの慣性の範囲は、ボールエンドプランジャーの先端（図５９では、符号Ｘが付されている）回りに計算され、値Ｘ、Ｙ、Ｚで定義される範囲によって限定されている。
構成要素の慣性値の範囲は、今度は、主要な構成要素（ねじりバネ、外側アーム、内側アームアセンブリ）の固有の配置構成を生成する。例えば、この設計において、ねじりバネは、ボールエンドプランジャーの先端６１１に非常に近接させて配置される傾向にある。
図５７〜図６１に示すように、慣性を最小化するためには、キー領域における応力を管理するための部分の質量分布を最適化する必要があるため、個々の構成要素に対する慣性の計算は、アセンブリ内の負荷要件と密接に関連する。上述した３つの合格した設計例のそれぞれについて、剛性及び質量分布の範囲について説明する。
・設計例＃１の外側アーム１２０について、Ａ端から開始してＢ端まで進むように、部品に沿った距離に対して質量分布をプロットすることができる。同様に、設計例＃２の外側アーム１２０の質量分布値、及び、設計例＃３の外側アーム１２０についてもプロットされる。
・２つの最も端にある質量分布曲線の間の領域は、このアセンブリにおける外側アーム１２０の特性を示す値の範囲として定義できる。
・設計例＃１の外側アーム１２０について、Ａ端から開始してＢ端まで進むように、部品に沿った距離に対して剛性分布をプロットすることができる。同様に、設計例＃２の外側アーム１２０の剛性値、及び、設計例＃３の外側アーム１２０についてもプロットされる。
・２つの最も端にある剛性分布曲線の間の領域は、このアセンブリにおける外側アーム１２０の特性を示す値の範囲として定義できる。
外側アーム１２０の、その移動及び配向に関連する軸に沿った、運転の間の剛性及び質量分布は、特性値、ひいては特性形状によって説明される。
５． 設計の検証
５．１ ラッチ応答
図２６に示し、上述した所定の機械的スイッチングウィンドウ内で、確実にロッカーアームアセンブリの切換が行われるように、例示的なＤＶＶＬシステムのラッチ応答時間が、図６２に示すラッチ応答試験スタンド９００を使用して検証された。応答時間は、作動油の粘性の温度変化に影響を及ぼすため、１０℃から１２０℃の範囲の作動油温度に対して記録された。
ＯＣＶ、ＤＦＨＬＡ、及びＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム１００を含む製品に使用するハードウェアについて、ラッチ応答試験スタンド９００を使用した。エンジン作動油条件をシミュレートするため、作動油温度は、外部の加熱及び冷却システムによって制御された。作動油圧は、外部のポンプにより供給され、レギュレータによって制御された。作動油温度は、ＯＣＶとＤＦＨＬＡとの間の制御ギャラリー内で測定された。変位変換器９０１により、ラッチ移動が測定された。
ラッチ応答時間は、製品に使用される様々なＳＲＦＦを使用して測定された。試験は、製品に使用される ５ｗ−２０モーターオイルを使用して実行された。低リフトモードから高リフトモードへの切換及び高リフトモードから低リフトモードへの切換が生じたときに、応答時間が記録された。図２１は、低リフトモードから高リフトモードへの切換時の、ラッチ応答時間の詳細を示す図である。２０℃における最大応答時間が、１０ミリ秒よりも短いことが測定された。図２２は、高リフトモードから低リフトモードへの切換時の、ラッチ応答時間の詳細を示す図である。２０℃における最大応答時間が、１０ミリ秒よりも短いことが測定された。
切換の調査の結果、ラッチの切換時間は、温度により作動油の粘性が変化するため、主として作動油温度の関数であることが分かった。ラッチ応答曲線の傾きは、モーターオイルの粘性と温度との関係に類似している。
切換応答の結果は、ラッチ移動が、最大で３５００ｒｐｍでのカムシャフトの１回転のうちにモードの切換を行うために十分に早いことを示している。応答時間は、温度が２０℃を下回ると、顕著に増大し始める。温度が１０℃以下では、３５００ｒｐｍの切換要件を低減することなく、カムシャフトの１回転のうちにモードの切換を行うことは可能ではない。
ＳＲＦＦは、表１に示すように、高リフトモードと低リフトモードの両方について、高いエンジン回転速度でロバストであるように設計された。高リフトモードでは、７３００ｒｐｍまで運転可能であり、７５００ｒｐｍの「バースト」速度要件を備えている。バーストは、短い、より高いエンジン回転速度への短時間の変動として定義される。ＳＲＦＦは、高リフトモードにおいて通常ラッチ状態であり、これによって、高リフトモードは作動油温度に依存しない。低リフトモードは、３５００ｒｐｍまでの部分負運転の間の燃費に焦点を合わせており、７５００ｒｐｍのバースト速度に加えて、５０００ｒｐｍの過速度要件を備えている。試験されたように、システムは、２０℃またはそれ以上の作動油温度において、ＳＲＦＦのラッチを解除することができる。試験は、２０℃での運転を保障するために、１０℃まで実行された。耐久性の結果は、この設計は、エンジン回転速度、リフトモード、及び作動油温度の全運転範囲にわたって、ロバストであることを示している。
素早い吸気バルブの閉止を達成するためのＤＶＶＬシステムに基づくＳＲＦＦの設計、開発、及び検証は、第２型のバルブトレインに対して完成された。このＤＶＶＬシステムは、２つのモードで動作することによって、性能を犠牲にすることなく燃費を改善する。高リフトモードでは標準的な吸気バルブのプロファイルを使用して性能を維持しながら、低リフトモードにおいて吸気バルブを早期に閉止することによって、ポンピングループ損失が低減する。このシステムでは、インライン４気筒ガソリンエンジンで使用される一般的な第２型の吸気及び排気バルブトレインの幾何学的構成が保持される。共通の部品及び標準的なチェーン駆動システムを使用することによって、実装コストが最小化される。第２型ＳＲＦＦに基づくシステムを、この方法で使用することによって、このハードウェアを複数のエンジンファミリーに適用することが可能になる。
このＤＶＶＬシステムは、吸気バルブトレインに組付けられ、高リフトモード及び低リフトモードの両方において、モード切換及び動的安定性の重要な性能目標を満たす。切換応答時間によって、２０℃よりも高い作動油温度、及び３５００ｒｐｍまでのエンジ速度で、カムシャフトの１回転のうちのモード切換が許容される。ＳＲＦＦ剛性及び慣性の最適化と、適切なバルブリフトのプロファイル設計との組合せによって、システムが、低リフトモードにおいて３５００ｒｐｍまで、高リフトモードにおいて７３００ｒｐｍまで、動的に安定であることが可能となった。製品に使用されるハードウェアで行われた検証試験は、ＤＶＶＬシステムは耐久性目標を超えていることを示している。システムの加速劣化試験が実施され、耐久性が寿命目標を超えていることが示された。
５．２ 耐久性
乗用車は、約２４０，０００ｋｍ（１５０，０００マイル）の排気使用寿命要件を満たす必要がある。この試験では、製品が法規制の要件を超えてロバストであることを保障すするため、約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）という、より厳しい目標が設定された。
寿命試験におけるバルブトレイン要件は、約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）という目標に変換された。この距離目標は、バルブトレインの耐久性要件を定義するために、バルブ駆動事象に変換する必要がある。バルブ事象の回数を決定するために、車両の寿命にわたる、平均的な車両速度及びエンジン回転速度が仮定された。この例では、乗用車への応用として、平均的車両速度は約６４ｋｍ毎時（４０マイル毎時）、平均的エンジンの回転速度は２２００ｒｐｍが選択された。カムシャフトは、エンジン回転速度の半分の速度で動作し、バルブはカムシャフトの１回転について１回駆動される。この結果、試験の要件として、３３０×１０６（３３０Ｍ）回のバルブ事象が得られた。試験は、点火エンジンと非点火品の両方で実施された。点火エンジン試験を５０００時間実施するのではなく、大部分の試験と結果のリポートは、図６３に示す非点火品の使用に焦点をおき、３３０Ｍ回のバルブ事象を満たすために必要な試験を実行した。点火試験と非点火試験の結果は比較され、バルブトレインも損耗の結果に関して良い一致を見た。これによって、非点火品による寿命試験の信頼性が与えられた。
５．２．１ 加速劣化
エンジン試験を実行する前に、加速試験を実行して複数のエンジン寿命にわたる適合性を示す必要がある。したがって、点火試験の前に非点火品での試験が実施された。高速試験は、試験完了までの時間を短縮するため、バルブトレインの損耗を加速するように構成された。試験相関は、平均のエンジン回転速度を使用時の速度に対して２倍し、約４分の１の時間とほぼ同等のバルブトレイン損耗が生じるように確立された。結果として、バルブトレインの損耗は、次の式に近似的に従うものであった。
ここで、ＶＥＡｃｃｅｌは、加速劣化試験の間に必要なバルブ事象数である。ＶＥｉｎ−ｕｓｅは、通常の使用時試験の間に必要なバルブ事象数である。ＲＰＭａｖｇ−ｔｅｓｔは、加速試験における平均のエンジン回転速度、及び、ＲＰＭａｖｇ−ｉｎ ｕｓｅは、使用時試験の平均のエンジン回転速度である。
専用の高速耐久性試験サイクルが開発された。平均のエンジン回転速度は５０００ｒｐｍとした。各サイクルは、高リフトモードでの約６０分の高速期間を有し、次いで、低リフトモードでの約１０分の低速期間を有する。このサイクルは、４３０回繰り返されて、７２Ｍ回のバルブ事象が達成された。加速された損耗率は、標準的な負荷レベルにおいて３３０Ｍ回の事象である。ニードル及びローラーベアリングを含む標準的なバルブトレイン製品は、数年にわたって自動車業界で成功を収めてきた。この試験サイクルは、ＤＬＣコーティングされたスライダーパッドに焦点をあてたものであり、表２に示すように、約９７％のバルブリフト事象は、高リフトモードにおいてスライダーパッド上で発生する。残りの２Ｍ回のサイクルは、ローラーベアリングの上低リフトモードである。これらの試験条件では、１つのバルブトレインの寿命は、４３０回の加速試験サイクルに同等であるものとみなしている。この試験により、ＳＲＦＦは、エンジン使用寿命の６倍の期間を通じて、無視し得る損傷及びラッシュ変動しか発生せず、耐久性があることが示された。

システムの加速劣化試験は、耐久性を示す重要な試験であり、多くの機能固有の試験が実行されて、様々な運転状況にわたるロバスト性が示された。表２には、主要な耐久性試験と、各試験の目的が含まれる。システムの加速劣化試験は、約５００時間または約４３０試験サイクル実行された。切換試験は、ラッチおよびねじりバネの損耗を査定するために約５００時間実行された。同様に、部品の劣化をさらに加速するために、臨界的シフト試験も実行された。臨界的シフト試験は、外側アームが部分的にラッチされており、高リフト事象の間に低リフトモードに脱落する可能性がある状態からの過酷かつ危険なシフトの間に実行された。臨界的シフト試験は、車両メンテナンスの不備によって生じる極端な状況の場合におけるロバスト性を示すために実行された。この臨界的シフト試験は、達成するのが難しく、外側アームを部分的にラッチするために実験室での正確な作動油圧制御を要するものであった。このような運転は、作動油圧がウィンドウの外で制御されるため、使用時には想定されていない。低い油潤滑による損耗を加速するために、複数のアイドル試験が、コールドスタート試験と組合せて実行された。使用済みオイル試験も、高速で実行された。最後に、構成要素の耐久性を検証するため、ベアリング及びねじりバネ試験も実行された。全ての試験は、約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）というエンジンの使用寿命要件を見たすものであった。この条件は、約２４０，０００ｋｍ（１５０，０００マイル）という乗用車の使用寿命要件を確実に超える条件である。
全ての耐久試験は、作動油に対する特定のレベルの空気混入率で実施された。大部分の試験において、空気混入率は、全気体容量（ＴＧＣ）が約１５％と約２０％の間の範囲であり、これは、乗用車の応用において典型的なものである。この容量はエンジン回転速度にともなって変化し、レベルは、アイドルから７５００ｒｐｍのエンジン回転速度で定量化された。過空気試験も、空気混入率のレベルを２６％ＴＧＣとして、実行された。これらの試験は、ダイナミクス試験と切換性能試験に対して適合性が試験されたＳＲＦＦで実行された。ダイナミクス性能試験の詳細については、結果の節で説明する。作動油の空気混入率のレベル及び拡張されたレベルは、製品のロバスト性を示すものである。
５．２．２． 耐久試験の装置
図６３に示す耐久性試験スタンドは、電気モーターによって駆動され、外部のエンジンオイル温度制御システム９０５を備えるプロトタイプの２．５Ｌ−４気筒エンジンからなる。カムシャフト位置は、Ａｃｃｕ−ｃｏｄｅｒ ８０２Ｓ 外部エンコーダ９０２によって監視され、クランクシャフトによって駆動される。クランクシャフトの角速度は、デジタル磁気速度センサ（Honeywell584 モデル）９０４によって測定される。作動油圧は、制御ギャラリー及び油圧ギャラリーの両方で、Kulite XTL 圧電変換器を使用して監視される。
５．２．３ 耐久試験の装置制御
試験品の制御システムは、エンジン速度、作動油温度、及びバルブリフト状態を指令するとともに、意図したリフト機能が満足されていることを検証するように構成される。バルブトレインの性能は、非侵入式の Bentley Nevada 3300XL 近接プローブ９０６を使用してバルブ変位を測定することによって、評価される。近接プローブは、カムシャフト角の２分の１の分解能で、バルブリフトを２ｍｍまで測定する。これによって、バルブリフト状態を確認し、閉止速度とバウンス解析のためにデータを後処理するために必要な情報が得られる。試験の設定は、アイドル速度で記録されたバルブ変位の追跡が含まれており、これは、ＳＲＦＦのベースライン条件を表わし、図６４に示すマスタープロファイルを決定するために使用された。
図１７には、バルブ閉止変位を診断するための１つの切換サイクルシステムを表す診断ウィンドウが示されている。ＯＣＶは、制御システムにより指令されると、ＯＣＶアーマチャを移動させ、これは、ＯＣＶ電流追跡８８１によって表される。ＯＣＶの制御ギャラリー内における下流方向への作動油の流れは、圧力曲線８８０によって示されるように、増大し、これによって、ラッチピンが駆動されて、高リフト状態から低リフト状態への変化が発生する。
図６４には、実験により決定されたマスタープロフィル９０８と関連して、バルブ閉止公差９０９が示されている。使用された近接プローブ９０６は、最後の２ｍｍのリフトを測定するように較正されており、図６４には、縦軸上に最終的な１．２ｍｍの移動が示されている。クランクシャフト角の公差である２．５” は、マスタープロファイル９０８の周りで確立され、これによって、高いエンジン回転速度でのバルブトレインの圧縮から生じるリフトの変動を許容し、誤って故障が記録されることが防止される。検出ウィンドウは、バルブトレインシステムが意図されたたわみを有するかどうかを解決するために設定された。例えば、バルブ閉止が意図されたものよりも鋭かった場合、早期のカムシャフト角の閉止によって、望ましくない過大な速度によるバルブのバウンスが生じる。マスタープロファイルの周りの検出ウィンドウ及び公差によって、これらの異常を検出することができる。
５．２．４ 耐久試験の計画
ＳＲＦＦの故障モードを決定するために、故障モードの設計と効果解析（Design Failure Modes and Effects Analysis：ＤＦＭＥＡ）が実行された。同様に、システム及び下位システムでの機構が決定された。この情報は、異なる運転状況でのＳＲＦＦの耐久性の開発及び評価に使用された。試験の種類は、図６５に示す４つのカテゴリに分類された。これらのカテゴリには、性能検証、下位システム試験、極限試験、システムの加速劣化である。
図６５には、耐久性の重要なテストの階層が示されている。性能検証試験は、ＳＲＦＦの応用要件に対する性能を評価するものであり、耐久性検証の第１ステップである。下位システム試験は、測定に機能及び製品の寿命にわたる界面の損耗を評価する。極限試験は、ＳＲＦＦに対して、厳しいユーザーと運転制限とを組合せて与える試験である。最後に、加速劣化試験は、ＳＲＦＦを全体的に評価する包括的試験である。これらの試験に合格することによって、ＳＲＦＦの耐久性が示される。
性能検証
疲労及び剛性
ＳＲＦＦには、周期的負荷試験が実行される。疲労寿命が、大きな設計マージンによって応用例の負荷を超えることが確認される。バルブトレインの性能は、システムの構成要素の剛性に強く依存している。設計を評価し、許容可能な動的性能を保障するためにロッカーアームの剛性が測定される。
バルブトレインのダイナミクス
バルブトレインのダイナミクス試験の説明と性能は、結果の節で説明される。この試験には、ＳＲＦＦのひずみゲージを用いた測定と、バルブ閉止速度の測定との組合せが含まれる。
下位システムの試験
切換（スイッチング）耐久性
切換耐久試験は、ＳＲＦＦを、ラッチ状態から未ラッチ状態へ、そしてまたラッチ状態に戻るというサイクルで３百万回動作させることによって、切換機構を評価する。この試験の主要の目的は、ラッチ機構を評価することである。試験サイクルの５０％は低リフトモードであるため、ねじりバネに関する追加の耐久性情報が得られる。
ねじりバネの耐久性及び疲労
ねじりバネは、スイッチングローラーフィンガーフォロワーに必須の構成要素である。ねじりバネによって、高リフトカムシャフトローブとの接触を維持しながら、外側アームのロストモーション運動が可能になる。ねじりバネの耐久性試験は、ＳＲＦＦにねじりバネを組み付けて実行される。ねじりバネの疲労試験は、上昇した応力レベルでのねじりバネの疲労寿命を評価する。合格は、ねじりバネの負荷損失が寿命終了時で１５％よりも小さいこととして定義される。
アイドル速度耐久性
アイドル速度耐久試験は、引く作動油圧及び高い作動油温度によって生じる限界潤滑条件をシミュレートする。この試験は、スライダーパッド及びベアリング、バルブパレットに対するバルブ先端、及びボールプランジャーに対するボールソケットの損耗を評価するために使用される。リフト状態は、試験を通じて、高リフトまたは低リフトとのいずれかに一定に維持される。全機械的ラッシュは、周期的検査間隔で測定され、損耗の主要な測定値である。
極限試験
速度超過
スイッチングロッカーアームの故障モードには、リフト状態制御の喪失が含まれる。ＳＲＦＦは、低リフトモードにおける３５００ｒｐｍの最大クランク速度で動作するように設計される。ＳＲＦＦには、低リフトモードにおける予期しない誤動作による高速に対する保護設計が含まれる。低リフト疲労寿命試験は、５０００ｒｐｍで実行された。エンジンバースト試験は、高リフト状態及び低リフト状態の両方において、７５００ｒｐｍで実行された。
コールドスタート耐久性
コールドスタート耐久試験は、−３０℃の初期温度からの３００回のエンジン始動サイクルに耐えるＤＬＣの能力を評価する。典型的には、これらの温度での寒冷時のエンジン始動には、エンジンブロックヒーターが含まれる。この極限試験は、ロバスト性を示すために選択され、モーターで駆動される試験品のエンジン上で３００回繰り返された。この試験は、低温度の結果として生じる低潤滑に耐えるＤＣＬコーティングの能力を評価する。
臨界的シフト耐久性
ＳＲＦＦは、ラッチピンが外側アームに接触していないときに、カムシャフトの基礎円上で切換えるように設計されている。異常なＯＣＶタイミングの事象、または、制御ギャラリーの作動油圧が完全なピンの移動のために必要な最小作動油圧よりも低い事象において、ピンは、次のリフト事象のときにまだ動いている可能性がある。ラッチピンの異常な位置によって、ラッチピンと外側アームとの間に部分的な係合が生じる。外側アームとラッチピンとの間に部分的な係合が生じると、外側アームがラッチピンから脱落し、ローラーベアリングと低リフトカムシャフトローブとの間に衝撃を与えるおそれがある。臨界的シフト耐久性は、ロバスト性を測るための条件を作り出す過酷試験であり、車両の寿命の間に発生することは想定されていない。臨界的シフト試験は、ＳＲＦＦに５０００回のシフト事象を与えて実行された。
ベアリング耐久性の加速試験
ベアリング耐久性の加速試験は、臨界的シフト試験を完了したベアリングの寿命を評価するために使用される寿命試験である。この試験は、臨界的シフト試験の作用が、ローラーベアリングの寿命を短縮させるかどうかを判別するために使用される。この試験は、完了までの時間を短縮するために、増大された放射状負荷で実行される。臨界的シフト試験を受けたベアリングの性能及び損耗を評価するために、同時に、新規ベアリングが試験された。試験を通じて振動の測定値が取得され、ベアリング損傷の開始を検出するために解析された。
使用済みオイル試験
システムの加速劣化試験及びアドル速度耐久性試験のプロファイルが、２０／１９／１６ ＩＳＯレーティングの使用済みオイルを使用して実行される。このオイルは、オイル交換間隔のエンジンから取得された。
システムの加速劣化試験
システムの加速劣化試験は、カムシャフトとＳＲＦＦとの間及びラッチ機構と低リフトベアリングとの間のスライド界面を含むロッカーアームの全体的な耐久性を評価するためのものである。機械的ラッシュが周期的検査間隔で測定され、損耗の主要な測定値である。図６６には、システムの加速劣化試験の試験サイクルにわたるＳＲＦＦの評価における試験手順が示されている。機械的ラッシュの測定値及びＦＴＩＲの測定によって、ＳＲＦＦ及びＤＬＣコーティングの全体的な健全性を、それぞれ調査することができる。最後に、部品は、試験の開始から機械的ラッシュの何らかの変化の発生源を理解するために、分解される。
図６７には、ＳＲＦＦ耐久性試験の相対的な試験時間が円グラフで示されている。全事件時間は、約１５，７００時間である。システム劣化の加速試験は、加速因子及び１つの試験内に組み合わされたＳＲＦＦの負荷のため、試験時間毎の情報が最も大きく、全試験時間のうち３７％が割り当てられている。アイドル速度耐久性試験（低速、低リフト及び低速、高リフト）は、各テストが長期にわたるため、全試験時間のうちの２９％が割り当てられている。スイッチング耐久性試験は、複数回の寿命にわって試験され、全事件自家の９％を構成する。臨界的シフト耐久性とコールドスタート耐久性の試験は、臨界的シフトを達成することの困難性により長時間が必要となり、コールドスタート耐久性については、熱サイクル時間が必要である。単に臨界的シフト及びコールドスタートの試験自体の時間ではなく、これららのモードを実行するために必要な全時間に関連してデータが定量化されている。残りの下位システムの試験及び極限試験には、全試験時間の１１％が必要であった。
バルブトレインのダイナミクス
バルブトレインの動的挙動（ダイナミクス）は、エンジンの性能及び耐久性を決定する。動的性能は、バルブの閉止速度と、バルブがバルブシートに戻るときのバウンスを評価することによって、判別することができる。ひずみゲージを用いた測定は、カムシャフト角に対するエンジン回転速度の包絡線上のシステムの負荷についての情報を提供する。図６８には、ＳＲＦＦに付着されたひずみゲージが示されている。ひずみゲージは、ＳＲＦＦ上の負荷の量を検証する目的でひずみを測定するために、外側及び内側アームに取り付けられる。
バルブトレインのダイナミクスの試験は、バルブトレインの性能を評価するために実行された。この試験は、全機械的ラッシュの公称値及び制限値で実行された。公称値の場合について説明する。１０００ｒｐｍから７０００ｒｐｍの速度掃引が実行され、エンジン回転速度毎に３０回のバルブ事象が記録された。ダイナミクスデータの後処置によって、バルブ閉止速度及びバルブバウンスが計算することができる。ＳＲＦＦの外側アーム及び内側アームに取り付けられたひずみゲージは、全てのエンジン回転速度で、バルブトレインの構成要素間の分離またはＨＬＡの「ポンプアップ」を防止するために十分な負荷を示している。ポンプアップは、ＨＬＡが、バルブがカムシャフトの基礎円上で開放されたままになるバルブバウンスまたはバルブのたわみを補償するときに発生する。エンジン回転速度の範囲にわたる分布を理解に供するために、最小、最大、及び平均の閉止速度が示されている。高リフト閉止速度が、図６７に示されている。高リフト閉止速度は、設計目標（ターゲット）を満たしている。値の範囲は、７５００ｒｐｍにおける最小値と最大値との間で、目標の範囲内に確実に留まりつつ、近似的に２５０ｍｍ／ｓだけ変動する。
図６９には、低リフトカムシャフトのプロファイルの閉止速度が示されている。通常動作は３５００ｒｐｍまでに発生し、閉止速度は、２００ｍｍ／ｓを下回る。これは、低リフトの設計マージン内に確実にはいっている。システムは、低リフトモードにおける速度超過条件が５０００ｒｐｍであるように設計されており、最大閉止速度は制限値を下回る。バルブ閉止速度の設計目標は、高リフトモードと低リフトモードの両方について満足されている。
臨界的シフト
臨界的シフト試験は、ラッチピンを、図２７に示す上側アームの係合の臨界点に保持することによって実行される。ラッチは、上側アームに部分的に係合される。この場合、上側アームのラッチピンへの係合が解除され、瞬時的にロッカーアームの制御が喪失する可能性がある。内側アームのベアリングは、低リフトカムシャフトローブに衝突する。ＳＲＦＦは、寿命にわたるＳＲＦＦのロバスト性を定量的に示すために、車両で予想される臨界的シフトの回数よりも遥かに多数の回数試験される。臨界的シフト試験は、ラッチ機構ラッチ解除の間の損耗を評価するとともに、臨界的シフトの間に発生する衝突に対するベアリングの耐久性を評価するものである。
臨界的シフト試験は、図６３で示されるエンジンと同様の、モーターで駆動されるエンジンを使用して実行された。ラッシュアジャスタの制御ギャラリーは、臨界圧力付近に調整された。エンジンは一定の速度で運転され、圧力は、システム履歴に適合させるために臨界圧力付近で変動する。臨界的シフトは、１．０ｍｍよりも大きいバルブ降下として定義された。図７０に、典型的なＳＲＦＦのバルブ降下高さ分布が示されている。１．０ｍｍよりも小さい範囲で、１０００回を超える臨界的シフトが発生したことに注意されたい。これらは、表にまとめらているが、試験の完了に向けてカウントされていない。図７１には、カムシャフト角に対して臨界的シフトの分布が示されている。最大の集積は、最大バルブリフトを超えたところで発生しており、残りは近似的に一様に分布している。
ラッチ機構及びベアリングについては、試験を通じて損耗が監視される。外側アームの典型的な損耗（図７３）は、新規部分（図７２）と比較される。必要な臨界的シフトが完了すると、ロッカーアームの正常な動作が検査され、試験の結論が出される。図示されたエッジ損耗は、ラッチ機構に対して大きな影響は及ぼさず、ラッチ棚の大部分である全機械的ラッシュは無視できる程度の損耗を呈するだけである。
下位システム
下位システム試験は、特定の機能及びＳＲＦＦロッカーアームの界面の損耗を評価する。
切換耐久性は、ラッチ機構の機能及びＳＲＦＦの予想される寿命にわたる損耗を評価する。同様にアイドル速度耐久性は、ベアリングとスライダーパッドに、低潤滑と１３０℃の作動油温度という最悪状況を与える。ねじりバネ耐久試験は、近似的に２５×１０６（２５Ｍ）サイクルで実行される。劣化を測定するために、試験を通じてねじりバネ負荷が測定される。さらに、１５％という最大設計負荷損失を超えることなく、１００Ｍサイクルまで試験を延長しことで、さらなる信頼性が得られた。図７４に、試験の開始時及び終了時における、外側アームに対するねじりバネ負荷が示されている。１００Ｍサイクルの後、５％から１０％の小さな負荷損失が見られた。これは、１５％の許容目標を下回るが、４つのエンジンを運転するための外側アームの負荷としては十分である。
システムの加速劣化試験
システムの加速劣化試験は、持続する性能を評価するために使用される包括的な耐久試験である。この試験は、厳しいエンドユーザによる累積的損傷に相当する。試験サイクルの平均は、近似的に５０００ｒｐｍであり、一定の速度及び加速度を伴うものである。１サイクルの時間は、次のように分けられる。すなわち、２８％の定常状態、１５％の低リフト状態、そして、残りは、加速条件の下で高リフトと低リフトとの間を循環している状態である。試験結果によれば、１回分の寿命の試験におけるラッシュ変化は、ロッカーアームの利用可能な損耗仕様の２１％を説明する。システムの加速劣化試験は、８個のＳＲＦＦを含み、ＳＲＦＦの損耗モードを判別するため、標準寿命を経過した後まで延長された。全機械的ラッシュの測定値は、標準寿命を経過した後は、１００試験サイクル毎に記録された。
システムの加速劣化試験の結果の測定値は、図７５に示されている。図７５には、損耗仕様は、３．６回分の寿命を超えていることが示されている。試験は続行されて、損傷なく６回分の寿命が達成された。試験を複数回の寿命分延長することによって、周期内の初期ブレークを経過した後、機械的ラッシュの線形的な変化が見られた。システムの動的挙動は、全機械的ラッシュの増大により劣化した。しかしながら、６回分のエンジン寿命において、機能的性能は影響を受けなかった。
５．２．５ 耐久試験の結果
試験計画で説明された各試験が実行され、結果の概要について説明する。バルブトレインのダイナミクス、臨界的シフト耐久性、ねじりバネ耐久性、及びシステムの加速劣化の各試験の結果が示されている。
ＳＲＦＦは、ロバスト性を示すための機能固有の試験と組合せてシステムの加速劣化試験を受けた。結果は表３にまとめられている。
耐久性は、エンジン寿命と関連して査定された。エンジン寿命は、約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）であり、法規制による約２４０，０００ｋｍ（１５０，０００マイル）要件よりも相当のマージンを有して大きい。このプロジェクトの目的は、全ての試験が、少なくとも１回分のエンジン寿命を満足することを示すことであった。主要な耐久性試験は、システムの加速劣化試験であり、これは、耐久性、少なくとも６回分のエンジン寿命または約１，９２０，０００ｋｍ（１，２００，０００マイル）の耐久性を示した。この試験は、使用済みオイルを用いた場合についても実行され、１回分のエンジン寿命におけるロバスト性を示した。重要な動作モードは、高リフトと低リフトとの間の切換動作である。切換耐久性試験は、少なくとも３回分のエンジン寿命または約９６０，０００ｋｍ（６００，０００マイル）を示した。同様に、ねじりバネは、少なくとも４回分のエンジン寿命または約１，２８０，０００ｋｍ（８００，０００マイル）でロバスト性を示した。残りの試験は、臨界的シフト、速度超過、コールドスタート、ベアリングのロバスト性、及びアイドル条件について、少なくとも１回分のエンジン寿命を示した。ＤＬＣコーティングは、図７６に最小の損耗を伴う摩耗が示されているように、全ての条件に対してロバストであった。結果として、ＳＲＦＦは、広範に試験された結果、約３２０、０００ｋｍ（２００，００マイル）の使用寿命を超えてロバスト性を示した。
５．２．６ 耐久性試験の結論
ＳＲＦＦ、ＤＦＨＬＡ、及びＯＣＶを含むＤＶＶＬシステムは、少なくとも約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）までロバストであることが示された。これは、法規制の要件である約２４０，０００ｋｍ（１５０，０００マイル）を確実なマージンをもって超えるものである。耐久性試験は、システムの加速劣化で少なくとも６回分のエンジン寿命または約１，９２０，０００ｋｍ（１，２００，０００マイル）の耐久性を示した。
ＳＲＦＦは、使用済みオイル及び空気混入オイルについてもロバスト性を示した。ＳＲＦＦの切換機能は、少なくとも３回分のエンジン寿命または約９６０，０００ｋｍ（６００，０００マイル）でロバストであることが示された。全ての下位システム試験は、ＳＲＦＦは、１回分のエンジン寿命である約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）を超えてロバストであることが示された。
臨界的シフト試験は、５０００事象または少なくとも１回分のエンジン寿命までロバスト性が示された。この条件は、作動油圧条件が通常の作動範囲から外れて外側アームがラッチから脱落し、ＳＲＦＦが内側アームに遷移するという過酷事象が発生したときに発生する。この条件が過酷であったとしても、ＳＲＦＦはこの種の条件にたいしてもロバストであることが示された。連続生産において、この事象が発生する可能性は低い。試験結果は、ＳＲＦＦが、臨界的シフトが発生するこのような条件に対してロバストであることを示している。
ＳＲＦＦは、最大で７３００ｒｐｍのエンジン回転速度を有し、７５００ｒｐｍのバースト速度条件を有する乗用車への応用に対して、ロバストであることが証明された。点火エンジン試験は、本明細書で説明された非点火試験の損耗パターンと整合的な損耗パターンを有していた。外側アーム用スライダーパッド上のＤＬＣコーティングは、全ての運転条件においてロバストであった。結果として、ＳＲＦＦ設計は、４気筒乗用車への応用において、部分負荷エンジン運転でのエンジンのポンピング損失を低減することにより、燃費を改善する目的のために適切である。この技術は、６気筒エンジンを含む他の応用にも拡張することができる。ＳＲＦＦは、自動車の要件をはるかに超える多くの場合についてロバストであることが示された。ディーゼルへの応用は、エンジン負荷の増大、作動油の汚染、及び寿命要件に対処する追加の開発によって、考慮することができる。
５．３ スライダーパッド／ＤＬＣコーティング
５．３．１ 損耗試験計画
この節では、外側アーム用スライダーパッド上のＤＬＣコーティングの損耗特性及び耐久性を調査するために使用される試験計画について説明する。その目的は、設計仕様と製造パラメータとの関係、及び、それぞれが滑りパッドの界面に対してどのように影響を及ぼすのかを確立することである。この滑り界面における３つの重要な要素は、カムシャフトローブ、スライダーパッド、及びバルブトレイン負荷である。各要素は、ＤＬＣコーティングの耐久性に対する作用を判別するための試験計画に含める必要がある因子を有している。以下に各要素について詳述する。
カムシャフト
高リフトカムシャフトローブの幅は、エンジン運転の間にスライダーパッドがカムシャフトローブ内に確実に留まるように指定される。これには、熱成長または製造による寸法のばらつきから生じる位置変化が含まれる。結果として、スライダーパッドの全幅は、カムシャフトローブがスライダーパッドからずれるおそれなく、カムシャフトローブに接触することができる。バルブリフト特性に関するローブの形状（プロファイル）は、カムシャフト及びＳＲＴＦの開発において確立している。これには、ＤＬＣコーティングの耐久性に関して理解する必要がある因子が２つ残されている。第１はローブ材料であり、第２は、カムシャフトローブの表面仕上げである。この試験計画には、ローブ上の異なる表面条件で試験された鋳鉄及び鋼のカムシャフトローブが含まれる。第１の計画には、研削（グラインド）操作によって準備されたカムシャフトローブが含まれる。第２の計画には、研磨（ポリッシュ）操作後に改善された表面仕上げ条件を有するローブである。
スライダーパッド
スライダーパッドのプロファイルは、バルブリフト及びバルブトレインダイナミクスに対して指定された要件を満たすように設計された。図７７には、ＳＲＦＦ上のスライダーパッドと、接触する高リフトローブ対との間の接触関係が示されている。予期される製造のばらつきにより、図７７に尺度を強調して示すこの接触面には、角度アラインメント関係がある。クラウン付き面により、様々なアラインメントを考慮して、スライダーパッドへのエッジ負荷のリスクが低減される。しかし、クラウン付き面は、製造に複雑性を付加し、したがって、コーティングされた界面の性能に対するクラウンの作用は、その必要性を判別する試験計画に追加される。
図７７では、カムシャフト面上のクラウンという選択肢が、選択された方法だった。
予想される負荷とクラウンの変化に基づくヘルツの応力計算は、試験計画におけるガイダンスとして使用された。２つのパッドのアラインメント（開先角度）の公差を、予想されるクラウンの変化とともに指定する必要があった。試験の所望の出力は、スライダーパッドのアラインメントの変化する角度が、どのようにＤＬＣコーティングに作用するかを実際的に理解することであった。応力計算は、０．２度のアラインメントの誤差の目標値を与えるために使用された。これらの計算は、参照点としてのみ使用された。試験計画には、スライダーパッドの間の開先角度に対する３つの値、＜０．０５度、０．２度、０．４度が含まれる。０．０５度を下回る開先角度を備えた部品は、平坦とみなされ、０．４度は、計算された参照点の２倍を表す。
評価を要するスライダーパッド上の第２の因子は、ＤＬＣコーティング前のスライダーパッドの表面仕上げであった。スライダーパッドの製造工程には、スライダーパッドのプロファイルを形成する研削工程と、ＤＬＣコーティングのための表面を準備する研磨工程が含まれていた。それぞれの工程は、ＤＬＣコーティングが付着される前のスライダーパッドの最終的な表面仕上げに影響する。試験計画は、各ステップの寄与を含め、研削についての工程内仕様と、研磨工程後の最終的な表面仕上げの仕様を確立する結果を提供した。
バルブトレイン負荷
最後の要素は、バルブトレインの動作によるスライダーパッド上への負荷であった。計算は、バルブトレイン負荷を応力レベルに変換する手段を提供した。カムシャフトローブ及びＤＬＣコーティングの両方の耐久性は、それぞれが損傷する前に耐え得る応力レベルに基づく。カムシャフトローブ材料は、８００−１０００ＭＰａ（運動学的接触応力）の範囲で指定する必要があった。この範囲は、公称設計応力と考えられた。試験を加速するために、試験計画における応力レベルは、９００−１０００ＭＰａ及び１１２５−１２５０ＭＰａに設定された。これらの値は、それぞれ、公称設計応力の大きい方の半分と、公称設計応力の１２５％を表す。
試験計画には、スライダーパッド上のＤＬＣコーティングの耐久性を調査するための６つの因子を含めた。すなわち、（１）カムシャフトローブの材料、（２）カムシャフトローブの形状、（３）カムシャフトローブの形状条件、（４）スライダーパッドのカムシャフトローブに対する角度アラインメント、（５）スライダーパッドの表面仕上げ、（６）コーティングされたスライダーパッドにバルブを開放することによって印加される応力、である。要素及び因子の概要を、表１に示す。
５．３．２ 構成要素の損耗試験の結果
試験の目的は、それぞれの因子が、スライダーパッドのＤＬＣコーティングの耐久性に与える相対的寄与を判別することであった。試験構成の主要な部分には、最小で試験計画からの２つの因子を含めた。図７８に示すように、スライダーパッド７５２は、試験クーポン７５１上の支持ロッカー７５３に取り付けられた。全ての構成は、各因子の相対的な比較ができるように、２つの応力レベルで試験された。検査間隔は、試験の開始時には２０−５０時間の範囲に設定し、結果を観察するために長時間を要するようになるにつれて、３００−５００時間まで増大させた。試験は、クーポンがＤＬＣコーティングの損失を示すか、または、カムシャフトローブの表面に大きな変化があった場合には、休止した。試験は、因子の作用を加速する必要がある応用例よりも高い応力レベルで実行された。その結果、エンジン寿命の評価は保守的な推定であるため、エンジン寿命が試験される因子の相対的な作用を示すために使用された。試験スタンドで１寿命を完了したサンプルは、適切として記述された。ＤＬＣ損失なく３寿命を超えたサンプルは、優秀として記述された。試験結果は、説明を容易にするため、２つの節に分けられた。第１の節では、鋳鉄製カムシャフトの結果を説明し、第２の節では、鋼製カムシャフトの結果を説明する。
鋳鉄製カムシャフトの結果
第１の試験では、鋳鉄製カムシャフトローブが使用され、スライダーパッドの表面仕上げと、２つの角度アラインメント構成が比較された。結果は、表２にまとめられている。この表には、鋳鉄製カムシャフトで試験されたスライダーパッドの開先角度と表面仕上げ条件との組合せが要約されている。それぞれの組合せは、最大負荷条件と、最大負荷条件の１２５％で試験された。リストに挙げられた値は、試験の間にそれぞれの組合せで達成されたエンジン寿命の回数を表す。
試験のカムシャフトには、全て剥離が現れ、この結果、試験を終了することになった。大部分は、エンジン寿命の半分の前に剥離が現れた。剥離は、高負荷の部品上でより深刻であり、最大設計負荷の部品上にも現れた。鋳鉄製カムシャフトローブは、同様の負荷レベルを含むローリング要素への応用例で一般的に使用されたものである。しかしながら、この滑り界面では、この材料は適切な選択ではなかった。
検査間隔は、表面仕上げがコーティングの耐久性に及ぼす作用を調査するために十分に頻繁であった。研削による表面仕上げ面を備えたクーポンでは、非常に早くＤＬＣコーティングの損失が発生した。図７９Ａに示すクーポンは、試験の早期のＤＬＣコーティング損失の典型的なサンプルである。
走査電子顕微鏡（ＳＥＭ）で解析することにより、ＤＬＣコーティングの破損の性質が明らかとなった。ＤＬＣコーティングの下方の金属面は、コーティングに対して十分な支持部材として機能していなかった。コーティングは、それが結合している金属よりも非常に硬く、したがって、ベース金属が大きく変形すると、その結果、ＤＬＣが破損する可能性がある。コーティングされる前に研磨したクーポンは、カムシャフトローブが剥離を開示する前は、良好に機能した。鋳鉄製カムシャフトの最良の結果は、最大設計負荷における平坦な研磨したクーポンの０．７５寿命であった。
鋼製カムシャフトの試験結果
次のセットの試験では、鋼性カムシャフトローブが使用された。試験された組合せと結果の概要は、表３にまとめられている。カムシャフトローブは、次の４つの異なる条件で試験された。すなわち、（１）平坦な研削仕上げ表面、（２）クラウン付きローブで、研削仕上げ表面、（３）最小のクラウン付きローブで、研磨仕上げ表面、（４）公称のクラウン付きローブで、研磨仕上げ表面である。クーポン上のスライダーパッドは、ＤＬＣコーティング前に研磨され、次の３つの角度で試験された。すなわち、（１）平坦（０．５度を下回る開先角度）、（２）０．２度の開先角度、（３）０．４度の開先角度、である。全てのカムシャフトに対する負荷は、最大設計レベル、または、最大設計レベルの１２５％に設定された。
最大設計負荷の１２５％における研削された平坦な鋼製カムシャフトローブと０．４度開先角度のクーポンの試験サンプルは、１寿命を超えなかった。最大設計負荷で試験されたサンプルは、１寿命続いたが、コーティイング上に同様の効果が見られた。０．２度と平坦なサンプルは、より良好であるが、２寿命を超えなかった。
この試験の後、研削、平坦、鋼性カムシャフトローブ、及び、０．２度の開先角度のクーポン、及び平坦なクーポンで試験をした。コーティング損失を観察する前の時間は、０．２度のサンプルで１．６寿命だった。平坦なクーポンは、僅かに長い１．８寿命を達成した。平坦なサンプルのＤＬＣ損失のパターンは、非一様であり、最大の損失は接触パッチの外にあった。接触パッチの外にコーティングの損失があることは、スライダーパッドが被る応力が、その幅にわたって非均一であったことを示す。この現象は、「エッジ効果」として知られている。２つの揃えられた要素のエッジにおける応力を低減するための解決法は、要素のうちの１つにクラウン型のプロファイルを付加することである。ＳＲＦＦを使用する応用例では、カムシャフトにクラウン付きプロファイルが付加されている。
試験の次のセットは、最小値のクラウンと、０．４度、０．２度。及び平坦な、研磨されたスライダーパッドとの組合せである。このセットでは、カムシャフトにクラウンを付加したことの肯定的な結果が見られた。最大設計負荷の１２５％での改善は、０．４度のサンプルで０．７５寿命から１．３寿命であった。平坦な部品では、同じ負荷において１．８寿命から２．２寿命への小さな改善が見られた。
試験の最後のセットは、３つ全ての角度を備えたクーポンと、公称クラウン値を有するように加工され、研磨された鋼性カムシャフトローブである。これらの３つの結果における最も顕著な違いは、カムシャフトのクラウンとスライダーパッドのカムシャフトローブへの角度アラインメントとの間の相互作用である。平坦及び０．２度のサンプルは、両方の負荷レベルにおいて３寿命を超えた。０．４度のサンプルは、２寿命を超えなかった。図７９Ｂに、最大負荷レベルで試験された、０．２度の開先角度を備えたクーポンの典型的な例が示されている。
これらの結果は、次のことを示している。（１）カムシャフトクラウンの公称値は、スライダーパッドの角度アラインメントを最大で０．２度から平坦に軽減するために有効である。（２）軽減は、最大設計負荷及び最大設計負荷の１２５％で有効である。（３）カムシャフトの研磨は、スライダーパッドの研磨とカムシャフトローブのクラウンと組合わされたとき、ＤＬＣコーティングの耐久性に寄与する。
それぞれの試験は、応力がＤＬＣコーティングの耐久性に対して有する作用をより良く理解するために役立つ。結果は、図８０にプロットされている。
鋳鉄製カムシャフトローブを使用した前の試験は、設計負荷において滑り界面の寿命は、エンジン寿命の半分を超えなかった。次の改善は、「エッジ効果」を特定したことからきた。研磨されたカムシャフトローブにクラウンを付加することと、許容される角度アラインメントについての理解を深めることによって、コーティングの耐久性が３寿命にまで改善された。この試験の成果は、それぞれの推定されたエンジン寿命において、観察された試験結果と、応用例のための最大設計負荷の間の設計マージンが示されたことである。
有効な表面仕上げがＤＬＣ耐久性に及ぼす効果は、研削され、コーティングされたサンプルから、研磨され、コーティングされたクーポンへの遷移で最も顕著である。研削され、コーティングされて試験されたスライダーパッドは、図８１に示すように、エンジン寿命の３分の１を超えなかった。スライダーパッドの表面仕上げにおける改善によって、コーティング下にある基材の負荷担持能力が向上し、コーティングされたスライダーパッドの全体的な耐久性が改善された。
鋳鉄製カムシャフトの結果と鋼製カムシャフトの結果から、次のことが得られる。（１）スライダーパッドのカムシャフトに対する角度アラインメントの仕様。（２）角度アラインメントの仕様は、カムシャフトローブのクラウンの仕様と両立すること。（３）カムシャフトローブのクラウンとスライダーパッドのアラインメントの設計仕様の範囲内において、ＤＬＣコーティングは、最大設計負荷を超えても影響を受けないこと。（４）スライダーパッドの研削工程の後、研磨工程が必要であること。（５）研削工程の工程内仕様。（６）コーティング前のスライダーパッドの表面仕上げの仕様。（７）鋼性カムシャフトローブの研磨は、スライダーパッドのＤＬＣコーティングの耐久性に寄与すること。
５．４ スライダーパッド製造法の開発
５．４．１ スライダーパッド製造法の開発
説明
外側アームは、機械加工された鋳鉄を使用している。素材ビレットから機械加工されたプロトタイプの部品により、スライダーパッドの角度変化と、コーティング前の表面仕上げの目標（ターゲット）が確立された。製造法開発において、図８５に示すように、研削と研磨が同時に試験された。試験の結果からフィードバックが得られ、外側アーム用スライダーパッドの製造工程のガイダンスが得られた。製造工程のパラメータは、試験の結果に基づいて調整され、加工された新規サンプルが試験治具で評価された。
この節では、クーポンからＳＲＦＬの外側アームまで、スライダーパッドの製造法の開発について説明する。
製造法の開発の第１ステップとして、研削工程が異なる機械で評価された。３つの異なる機械で試行が実行された。それぞれの機械は、同じ、検証された立方晶窒化ホウ素（ＣＢＮ）のホイールとドレッサーを使用した。ＣＢＮホイールが選択されたのは、次の理由からである。（１）部品間の改善された一貫性、（２）厳しい公差を必要とする応用例における改善された精度、（３）酸化アルミニウムと比較して、ドレスサイクルの間に多くの部品を製造することによる効率性。それぞれの機械は、同じ供給レートを使用して一群のクーポンを研削し、それぞれのパスにおいて同量の材料を除去した。試験治具は、複数のクーポンを順次的に研削できるように準備された。サンプルは容易に研磨され、損耗装置上で試験されるため、試行は、クーポン上で実行された。この方法は、試験治具、研削ホイール、及びドレッサーを一定としてパラメータを保持することによって、研削機を評価するための公平な手段が実現された。
それぞれのサンプルのセットが種々された後、測定値が取得された。スライダーパッドの角度測定は、Leitz PMM654 座標測定機（ＣＭＭ）を使用して取得された。表面仕上げの測定は、Mahr LD 120 表面形状測定装置上で取得された。図８３に、研削機に対してスライダーパッドの角度制御の結果が示されている。線より上方の結果は、顕著なコーティング性能の劣化が発生したものである。目標（ターゲット）領域は、この開先角度で試験された部品は、寿命試験において違いがないことを示している。研削機のうちの２つは、クーポン上のスライダーパッドの開先角度に対して、目標を満たしていない。比較すると、３番目の研削機は、非常に良い。損耗装置の試験結果から、滑り界面は、この目標よりも上方の開先角度に対して敏感であることが確認された。研削機での試行と上の節で説明した試験との組合せは、製造設備の選択に役立った。
図８４は、開先角度が図８３に示されている同じクーポンに対する表面仕上げの測定をまとめたものである。スライダーパッドの表面仕上げの仕様が、これらの試験結果から確立された。制限線よりも上方の表面仕上げ値は、低い耐久性を有する。
同じ２つの研削機（Ａ及びＢ）は、表面仕上げの目標も満たしていない。表面仕上げの目標は、与えられた一群の部品に対して、研磨工程における表面仕上げの正味の変化に基づいて確立された。研削工程から外れ値として始まったクーポンは、研磨工程の後も外れ値のままであった。したがって、研削工程において表面仕上げを制御することは、研磨の後、コーティング前の最終的な表面仕上げに適合するスライダーパッドが製造可能となるために、重要である。
それぞれの機械に対する測定値が考察された。研削機ＡとＢの両方は、角度測定値において各パッドの形状に変動を有する。この結果は、研削ホイールが、スライダーパッドを研削しつつ垂直に移動することを示唆する。この種の研削機における垂直のホイールの移動は、機械の全体的な剛性に関連する。機械の剛性は、研削される部品の表面仕上げにも影響を及ぼす可能性がある。試験設備によって検証された仕様に従って外側アームのスライダーパッドを研削することは、研削機Ｃで識別された剛性が必要であった。
クーポンの研削からの知識は、ＳＲＦＦの外側アームを研削するための治具の開発に適用された。しかし、外側アームには、非常に異なる課題があった。外側アームは、カムシャフトローブによってそれが駆動される方向に剛性を有するように設計されている。外側アームは、スライダーパッドの幅方向には、それほどの剛性を有していない。
研削治具は、（１）各スライダーパッドを付勢することなく制振する、（２）研削によって印加される力に抵抗するように、各スライダーパッドを強固に支持する、（３）この手順を、大量生産において高い信頼性で繰り返す、ものである必要があった。
外側アームの治具の開発は、手動のクランプ式ブロックから始まった。治具を改善する毎に、制振機構から付勢を除去し、研削面の変動を低減することが試みられた。図８５に、スライダーパッド研削工程の間に外側アームを保持する治具の設計の改良を通じた結果が示されている。
開発は、重要なＳＲＦＦ外側アーム用スライダーパッドの表面仕上げパラメータのための仕様に対する制限を設定し、開先角度に関連する公差を形成する試験計画によって完了した。研削による表面仕上げの、研磨後の最終的な表面仕上げへの影響が研究されて、中間的製造標準のための仕様を確立するために使用された。これらのパラメータは、大量生産においてもコーティング性能が確実に維持される設備及び治具開発を確立するために使用された。
５．４．２ スライダーパッドの製造方法の開発
結論
ＤＦＨＬＡ及びＯＣＶの構成要素を含むＤＶＬＬシステム内に構成されるＳＲＦＦスライダーパッド上のＤＬＣコーティングは、乗用車の寿命要件を超えてロバストであり、かつ耐久性があることが示された。ＤＬＣコーティングは、複数の産業で使用されているが、自動車のバルブトレイン市場のための製品は限定されている。ＤＬＣの適用の前の表面仕上げの効果、ＤＬＣ応力レベル、及び、スライダーパッドを製造する方法が特定され、定量化された。この技術は、ＳＲＦＦスライダーパッドの連続生産に適切であり、そのための準備ができたことが示された。
表面仕上げは、寿命試験を通じてスライダーパッド上のＤＬＣコーティングを維持するために重要であった。試験結果は、表面仕上げが粗すぎると、早期の損傷が発生することを示した。Oleのための寿命試験要件をはるかに超える表面仕上げレベルの領域が示された。この方法によれば、窒化クロムのベース層上のＤＬＣに損傷は発生せず、これによって、ＳＲＦＦのベース金属は、カムシャフトローブ材料との接触にさらされることはない。
ＤＬＣスライダーパッド上の応力レベルも識別され、確認された。試験により、スライダーパッドのエッジの角度制御が必要であることが明確になった。カムシャフトにクラウンを付加することによって、製造公差により、エッジ負荷の作用に対してロバスト性が付加されることが示された。角度制御の仕様の組は、試験結果が、寿命耐久性要件を超えることを示した。
滑り界面において、カムシャフトローブの材料が重要な因子であることも分かった。ＤＶＶＬシステムに基づくＳＲＦＦのパッケージ化要件は、最大で１０００ＭＰａの滑り接触圧力を可能とするロバストな解決方法を必要とした。カムシャフトローブが剥離して滑り界面の寿命が低減することを避けるために、これらの応力レベル及び高品質の鋼材料を含む解決方法が必要とされた。寿命耐久性要件を超えるために、クラウン付きで研磨された鋼のカムシャフト材料を備えた最終的なシステムが見出された。
大量生産工程において、スライダーパッド及びＤＬＣを製造する方法が説明された。重要な製造方法の開発は、研削設備の選択と、研削ホイール及びスライダーパッドの研削工程のためにＳＲＦＦ外側アームを保持する治具（固定具）との組合せに向けられた。選択された製造工程は、滑り界面のエンジン寿命の耐久性を保障するための仕様を満足するロバスト性を示した。
スライダーパッド上のＤＬＣコーティングは、寿命要件を超えることが示され、これは、システムＤＶＶＬの結果と整合する。外側アーム用スライダーパッド上のＤＬＣコーティングは、全ての運転条件にわたってロバストであることが示された。その結果、ＳＲＦＦ設計は、エンジンの部分負荷運転によるポンピング損失を低減することによって燃費を改善する目的のための、４気筒乗用車の応用例に対して適切なものである。ＤＶＶＬのＤＬＣコーティグされたスライダー面は、耐久性を有するとともに、ＶＶＡ技術を様々なエンジンバルブトレインの応用のために使用可能にすることが示された。
II. １ローブ型気筒休止システム（ＣＤＡ−１Ｌ）
実施形態の説明
１． ＣＤＡ−１Ｌシステムの概要
ＣＤＡ−１Ｌ（図８８）は、ピストン駆動式内燃期間に設置された小型のカム駆動１ローブ型（単一ローブ型）シリンダー休止（ＣＤＡ−１Ｌ）スイッチングロッカーアーム１１００であり、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）１１０及び油量制御バルブ（ＯＣＶ）８２２で駆動される。
ここで、図１１、図８８、図９９、及び図１００に示すように、ＣＤＡ−１Ｌのレイアウトには、４つの主要な構成要素が含まれる。それらは、油量制御バルブ（ＯＣＶ）８２２、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）、ＣＤＡ−１Ｌスイッチングロッカーアームアセンブリ（ＳＲＦＦ−１Ｌともいう）１１００、及び１ローブ型カム１３２０である。初期設定での構成は、通常リフト（ラッチ）位置であり、ＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１１００の内側アーム１１０８と外側アーム１１０２は互いに係止されている。これによって、エンジンバルブは開放され、シリンダーは、標準的なバルブトレインのように動作することができる。ＤＦＨＬＡ１１０は、２つの作動油ポート（オイルポート）を有する。下側作動油ポート５１２はラッシュを補償するものであり、標準的なＨＬＡと同様にエンジンオイルが供給される。上側作動油ポート５０６は、スイッチング圧力ポートともいい、ＯＣＶ８２２からの制御された作動油圧とＳＲＦＦ−１Ｌのラッチ１２０２との間の流路となる。上述したように、ラッチが係合されているとき、ＳＲＦＦ−１Ｌの内側アーム１１０８と外側アーム１１０２は、標準的なロッカーアームのように一体で動作し、エンジンバルブを開放する。無リフト（未ラッチ）位置において、内側アーム１１０８と外側アーム１１０２は、独立に動くことが可能となり、これによってシリンダーを休止させることができる。
図８８及び図９９に示すように、一対のロストモーションねじりバネ１１２４が組み込まれており、内側アーム１１０８の位置を、内側アームが常にカムシャフトローブ１３２０との持続的な接触を維持するように付勢する。ロストモーションねじりバネ１１２４には、カムシャフトローブ１３２０と内側アームローラーベアリング１１１６との間の持続的な接触を容易にするため、複数のローブを使用する構成よりも高い予荷重が必要である。
図８９は、ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００の内側アーム１１０８と外側アーム１１０２を、ラッチ１２０２機構及びローラーベアリング１１１６とともに詳細に示す図である。ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００構成の機能のパッケージ化は同様に維持され、かつ複数のローブを備えた構成と比較して、カムシャフト１３００の複雑性が低減する。例えば、各ＳＲＦＦの位置に対する別々の無リフトローブを不要とすることができる。
図９１に示すように、１つのエンジンシリンダーのための完全なＣＤＡシステム１４００には、１つのＯＣＶ８２２、排気用の２つのＳＲＦＦ−１Ｌロッカーアーム１１００、吸気用の２つのＳＲＦＦ−１Ｌロッカーアーム１１００、それぞれのＳＲＦＦ−１Ｌ１１００に対する１つのＤＦＨＬＡ１１０、及び、それぞれのＳＲＦＦ−１Ｌ１１００を駆動する１ローブ型カムシャフト１３００が含まれる。さらに、ＣＤＡ１４００システムは、ＳＲＦＦ−１Ｌ１１０及びＤＦＨＬＡ１１０が、吸気及び排気の両方について同一であるように構成されている。このレイアウトでは、シリンダーの休止に必要な４つのＳＲＦＦ−１Ｌロッカーアーム１１００アセンブリのそれぞれを、１つのＯＣＶ８２２によって同時に切り換えることが可能となる。最後に、このシステムは、ＯＣＶ８２２はＥＣＵ８２５から電子的に制御されて、通常リフトモードと無リフトモードとが切り換えられる。
図９０には、ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００を使用する１つの排気バルブ及び１つの吸気バルブに関するエンジンレイアウトが示されている。ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００のパッケージ化は、標準的なバルブトレインのパッケージ化と同様のものである。但し、シリンダーヘッドには、下側ギャラリー８０５からＯＣＶ８２２へ作動油を供給するために変更が必要である（図８８、図９１）。さらに、ＯＣＶ８２２とＤＦＨＬＡ１１０のスイッチングポート５０６を連結するために、第２の（上側）作動油ギャラリー８０２が必要である。基本的なエンジンシリンダーの構成は、バルブの中心線、カムシャフトの中心線、及びＤＦＨＬＡ１１０の中心線が一定に維持されるように、同様に維持される。これらの３つの中心線が標準的なバルブトレインに対して維持され、かつＳＲＦＦ−１Ｌ１１００が小型に維持されるため、シリンダーヘッドの高さ、長さ、及び幅は、標準的なバルブトレインシステムと比較して殆ど変更されない。
２．ＣＤＡ−１Ｌシステムの実現技術
このシステムで使用される幾つかの技術は、様々な応用例において複数の用途を有している。ここでは、これらの技術を、本明細書に開示されるＤＶＶＬシステムの構成要素として説明する。これらの技術には、以下のものが含まれる。
２．１ 油量制御バルブ（ＯＣＶ）
図８８、９１、９２、９８に示して上述したように、油量制御バルブ（ＯＣＶ）は、ロッカーアーム１１００を通常リフトモードと無リフトモードとの間で切り換えるために、加圧作動油を向かわせるかまたは向かわせないかを制御する装置である。ＯＣＶは、例えばＥＣＵ８２５によって送信される制御信号を使用して、インテリジェントに制御される。
２．２ デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）
エンジン内のラッシュを維持するために、多くの油圧式ラッシュアジャスタ装置が存在する。ロッカーアーム１００（図４）のＤＶＶＬ切換に対して、従来のラッシュ管理は必要であるものの、従来のＨＬＡ装置は、切換のために必要な作動油流量を供給すること、関連して運転の間にアセンブリ１００によって印加される側面負荷に耐えること、及び、制限されたパッケージ空間内に収めることを実現するためには不十分なものである。スイッチングロッカーアーム１００とともに使用される小型のデュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ１１０（ＤＦＨＬＡ）について、低消費で最適な作動油圧を供給するように設計された一群のパラメータ及び幾何学的構成、及び、側面負荷に対処するように設計された一群のパラメータ及び幾何学的構成とともに、説明する。
図１０に示すように、ボールプランジャーエンド６０１は、ボールソケット５０２に、全ての方向における回転運動の自由度が許容されるように組み込まれる。これによって、特定の運転モード（例えば、高リフトから低リフトへの切換、または、低リフトから高リフトへの切換）におけるボールプランジャーエンド６０１の側面の、そして場合によっては非対称な負荷が許容される。ＨＬＡ装置の典型的なボールエンドプラジャーと比較して、ＤＦＨＬＡ１１０ボールエンドプランジャー６０１は、側面負荷に耐えるために厚い材料で構成されている。図１１に、プランジャーの厚さ５１０が示されている。
ボールプランジャーエンド６０１のために選択される材料は、許容される運動学的負荷も高いものであってもよく、例えば、クロム・バナジウム合金である。
ＤＦＨＬＡ１１０内の作動油の流路は、油圧による切換を着実に実行し、かつポンピング損失を低減するために、高流量及び低圧力降下となるように構成される。ＤＦＨＬＡは、図１１に示すように、エンジンの、外面５１１に対してシールを形成するサイズに形成された円筒受入ソケットに組み付けられる。円筒受入ソケットは、第１作動油流路５０４との組合せにより、特定の断面積を有する閉じた流路を形成する。
図１１に示すように、好適な実施形態には、４つの作動油流ポート５０６（２つのみが図示されている）が含まれており、これらは、第１作動油流路５０４のベース部の周りに等間隔に配置されている。加えて、２つの第２作動油流路５０８、ボールエンドプランジャー６０１の周りに等間隔に配置されており、２つの第２作動油流路は、第１作動油流路５０４と作動油流ポート５０６を通じて流体連通する。作動油流ポート５０６と第１作動油流路５０４は、作動油の一様な流れを確保し、第１作動油流路５０４から第３作動油流路５０９への圧力降下を最小限に留めるために、特定の面積を備えて、ＤＦＨＬＡ１１０本体の周りに間隔をおいて配置されている。第３作動油流路５０９は、複数の第２作動油流路５０８からの組合された作動油流に適した大きさに形成されている。
２．３ 検出及び測定
センサを使用して収集される情報は、切換モードの検証、エラー状況の特定、または、切換ロジック及びタイミングで分析され、使用される情報を提供するために使用することができる。ＤＶＶＬシステムに関連して上述した検出及び測定の実施形態は、ＣＤＡ−１Ｌシステムにも適用することができる。したがって、ＤＶＶＬで使用されるバルブ位置及び／または運動の検出とロジックは、ＣＤＡシステムでも使用することができる。同様に、ＤＶＶＬシステムにおいて、ロッカーアームの位置／運動、または複数のロッカーアームの互いに相対的な位置／運動を判別するために使用される検出及びロジックは、ＣＤＡシステムでも使用することができる。
２．４ ねじりバネの構成と実装
高い信頼性を維持しながら、従来既存のロッカーアーム構成よりも大きなトルクを提供するロバストなねじりバネ１１２４構成によって、ＣＤＡ−１Ｌシステムは、全ての動的運転モードを通じて適切な運転を維持することが可能となる。ねじりバネ１１２４の構成及び製造については後述する。
３． 切換制御及びロジック
３．１ エンジンの実装
ＣＤＡ−１Ｌの実施形態は、例えばインラインの４気筒及び６気筒、及び、Ｖ型の６気筒及び８気筒といった、任意の気筒数を含むものであってもよい。
３．２ ロッカーアームアセンブリへの作動油供給システム
図９１に示すように、作動油システムは、エンジンオイルを制御された圧力でＣＤＡ−１Ｌスイッチングロッカーアーム１１００に供給する。この構成において、シリンダーヘッド８０１からの圧力未調整のエンジンオイルが、下側作動油ギャラリー８０５を介してＤＦＨＬＡ１１０に供給される。このオイルは、ＤＦＨＬＡ１１０の下側ポート５１２と常に流体連通しており、そこで、通常の油圧式ラッシュ管理を実施するために使用される。シリンダーヘッド８０１からの圧力未調整のエンジンオイルは、油量制御バルブ８２２にも供給される。ＯＣＶ８２２からの油圧油は、制御された圧力で上側作動油ギャラリー８０２に供給される。ＯＣＶ８２２の切換は、所定のエンジンシリンダーに対するＣＤＡ休止システムを含むＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１１００のそれぞれのリフトモードを定めるものである。以下に記載するように、ＯＣＶバルブ８２２の動作は、エンジン制御装置８２５によって指令される。このエンジン制御装置は、特定の物理的構成、スイッチングウィンドウ、及び一群の運転状況（例えば、特定の気筒数及び特定の温度）についての検出情報及び保存情報の両方に基づくロジックを使用する。上側ギャラリー８０２からの圧力調整された油圧油は、ＤＦＨＬＡ１１０の上側ポート５０６に導かれ、そこで、スイッチングロッカーアームアセンブリ１１００に伝達される。油圧油は、ロッカーアームアセンブリ１１００を通じてラッチピン１２０２アセンブリに伝達され、そこで、通常リフト状態と無リフト状態との切換を開始するために使用される。
油圧剛性を維持し、圧力上昇時間における変動を最小限に留めるために、上側ギャラリー８０２内に蓄積された空気をパージすることは重要である。圧力上昇時間は、切換運転の間のラッチ移動時間に直接影響を及ぼす。蓄積された空気をシリンダーヘッドのバルブカバー下のエアー空間に排出するため、上側ギャラリー８０２の高所に、図９１に示す受動的抽気ポート８３２が追加された。
３．２．１ 通常リフトモードにおける作動油供給
図９２は、ＯＣＶ８２２に対する電気信号がない初期位置でのＳＲＦＦ−１Ｌ１１００を示す図である。また、この図には、ＯＣＶ８２２、ＤＦＨＬＡ１１０、ラッチバネ１２０４、ラッチ１２０２、外側アーム１１０２、カム１３２０、ローラーベアリング１１１６、内側アーム１１０８、バルブパッド１１４０、及びエンジンバルブ１１２といった、通常リフトモードにおける運転を可能にするシステム及び構成要素の断面も示されている。下側ギャラリー８０５内の未調整のエンジンオイル圧力は、標準的なラッシュ補償を可能とするために、ＤＦＨＬＡ１１０のラッシュ補償（下側）ポート５１２に連通する。ＯＣＶ８２２は、上側作動油ギャラリー８０２への作動油圧力を調整し、次いで、ＥＣＵ８２５の電気信号がない場合に、上側ポート５０６に０．２×１０５〜０．４×１０５Ｐａ（０．２〜０．４ bar）で作動油を供給する。この圧力値は、ラッチバネ１２０４を圧縮してラッチピン１２０２を移動させるために必要な圧力よりも低い値である。この圧力値は、必要なシステム応答を達成するために、油圧回路内を作動油で満たして空気のない状態に維持するために役立つ。カム１３２０のローブは、ローラーベアリングに接触し、外側アーム１１０２をＤＦＨＬＡ１１０のボールソケット回りに回転させて、バルブを開放及び閉止する。ラッチ１２０２が係合されているとき、ＳＲＦＦ−１Ｌは、標準的なＲＦＦロッカーアームアセンブリと同様に機能する。
３．２．２ 無リフトモードにおける作動油供給
図９３Ａ、図９３Ｂ、図９３Ｃは、シリンダー休止（無リフトモード）の間のＳＲＦＦ−１Ｌ１１００を詳細に示す図である。エンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５（図９１）は、ＯＣＶ８２２に対して、ラッチ１２０２に作動油圧を供給するように信号を供給し、これによって、図８３Ｂに示すように、ラッチが退縮する。ラッチを完全に退縮させるために必要な圧力は、２×１０５Ｐａ（２ bar）以上である。この１ローブ型ＣＤＡの実施形態において、ねじりバネ１１２４（図８８、図９９）の予荷重を高めることによって、カムシャフトローブ１３２０と内側アーム１１０８のローラーベアリング１１１６との接触がロストモーションにおいて発生するときに、その接触を維持することが可能になり、ひいては、図９６Ｃに示すように、エンジバルブの閉止を維持することができる。
３．３ 運転パラメータ
ＣＤＡシステム１４００（図９１）を運転するための重要な因子は、通常リフトモードと無リフトモードとの間の信頼性の高い切換制御である。ＣＤＡバルブ駆動システム１４００が切り換えられるのは、既定の時間窓の間だけである。上述したように、高リフトモードから低リフトモードへの切換及び低リフトモードから高リフトモードへの切換は、エンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５（図９１）からの信号によって開始される。エンジン制御装置は、例えば、特定の物理的構成に対する切換時間窓（スイッチングウィンドウ）、保存された運転状況、及びセンサによって収集されて処理されたデータ等の、保存された情報を解析するロジックを使用する。スイッチングウィンドウの持続時間は、ＣＤＡシステムの物理的構成によって決定され、この物理的構成には、気筒数、１つのＯＣＶによって制御される気筒数、バルブリフトの持続時間、エンジンの回転速度、並びに、油圧制御システム及び機械的システムに固有のラッチ応答時間が含まれる。
３．３．１ 収集されたデータ
実時間のセンサ情報には、図９１の例示的なＣＤＡ−１Ｌシステム１４００に示されるように、任意の数のセンサからの入力が含まれる。上述したように、センサは、１）一実施形態において線形可変差動トランス（ＬＶＤＴ）使用して測定されるようなバルブステム移動８２９、２）ホール効果センサまたは運動検出器の使用による移動／位置８２８及びラッチ位置８２７、３）近接スイッチ、ホール効果センサ、または他の手段の使用によるＤＦＨＬＡ移動８２６、４）作動油圧８３０、及び、５）作動油温度８９０のセンサを含むものであってもよい。カムシャフトの回転位置及び回転速度は、直接収集されるものであってもよく、または、エンジンの回転速度センサから推定されるものであってもよい。
油圧駆動ＶＶＡシステムにおいて、作動油温度（オイル温度）は、ＣＤＡ及びＶＶＬのようなシステムにおける切換のために使用される油圧システムの剛性に影響を及ぼす。作動油が冷たすぎる場合、粘性により切換時間が遅くなり、誤動作を引き起こす。例示的なＣＤＡ−１Ｌスイッチングロッカーアーム１１００システム１４００におけるこの関係が、図９６に示されている。一実施形態において図９１に示すセンサ８９０を、エンジンオイルクランクケース内ではなく、使用箇所の近傍に配置することによって取得された正確な作動油温度が、正確な情報を与える。一例として、ＣＤＡシステム１４００において、油量制御バルブ（ＯＣＶ）８２２に近接して監視された作動油温度は、必要な流体剛性を用いて無リフト（未ラッチ状態）運転を始動するために、２０℃以上でなければならない。測定値は、任意の数の市販の部品（例えば、熱電対）を使用して取得することができる。油量制御バルブについては、２０１０年４月１５日に公開された米国特許出願公開第２０１０／００８９３４７号、及び、２０１０年１月２８日に公開された米国特許出願公開第２０１０／００１８４８２号にさらに詳しく説明されており、これらの文献の開示内容の全体は、参照により本明細に含まれる。
センサ情報は、実時間の運転パラメータとして、エンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５に送信される。
３．４ 保存された情報
３．４．１ スイッチングウィンドウアルゴリズム
ＳＲＦＦでは、通常リフト状態から無リフト（未ラッチ）状態へのモード切換及び無リフト状態から通常リフト状態へのモード切換が必要である。この切換は、正常なエンジンの運転を確保するために、カムシャフトの１回転よりも短い時間で発生させる必要がある。モードの切換は、ＳＲＦＦがカム１３２０の基礎円１３２２（図１０１）上にあるときにのみ発生させることができる。ラッチ１２０２（図９３）に負荷がかかり、移動が制限されているときに、バルブリフト状態の切換を発生させることはできない。ラッチ１２０２の滑りを防ぐために、ラッチ１２０２の完全係合と部分係合との間の遷移時間を制御しなければならない。スイッチングウィンドウとＣＤＡシステム１４００（図９１）に固有の電気機械的ラッチ応答時間との組合せによって、モード切換時間の機会が特定される。
ＳＲＦＦに基づくＣＤＡシステム１４００において意図された機能パラメータは、現在製品化されているＶ型スイッチングローラーリフターの設計と類似している。通常リフトと無リフトとの間のモード切換は、基礎円１３２２事象の間に発生し、かつカムシャフト１３００の回転位置と同期するように設定される。ＳＲＦＦの初期設定位置は、通常リフトに設定される。ＳＲＦＦのへの作動油流量の要求も、Ｖ型ＣＤＡ製品のシステムと同様である。
臨界的シフトは、ラッチが部分的に係合しているときに発生する意図しない事象である。これによって、バルブが部分的にリフトし、突然バルブシートに落下する現象が引き起こされる。この状況は、作動油温度の規定のパラメータ、及びカムシャフ位置が切換と同期されたエンジン回転速度の間に切換コマンドが実行される場合には、発生する可能性が低い。臨界的シフト事象は、ＤＦＨＬＡ１１０に衝撃負荷を発生させる。これによって、実現技術のシステム構成要素として、上述したような高強度のＤＦＨＬＡが必要となる可能性がある。
ＣＤＡシステム１４００のための同期切換の基本が、図９４に示されている。この図には、排気バルブのプロファイル１４５０と吸気バルブのプロファイル１４５２とが、クランクシャフトの角度の関数としてプロットされている。必要なスイッチングウィンドウは、次のような動作にかかる時間の合計として定められる。すなわち、１）ＯＣＶ８２２バルブの加圧作動油の供給、２）油圧システムの圧力が付勢バネ１２０４に打ち勝ち、ラッチ１２０２の機械的移動を生じさせること、及び、３）無リフトから通常リフトへのモード変更及び通常リフトから無リフトへのモード変更に必要なラッチ１２０２の完全な移動である。この排気の例において、スイッチングウィンドウ時間１４５４は、排気が閉じた後、再び開き始めるまでに存在する。ラッチ１２０２は、排気リフト事象の間、制限された状態に保持される。図９４には、臨界的シフト１４５６を発生させる可能性がある時間窓が示されており、その詳細については後述する。吸気のスイッチングウィンドウは、吸気リフトのプロファイルに対して同様の用語で記述することができる。
ラッチの予荷重
ＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１００のスイッチング機構は、ラッチラッシュが吸収された後に油圧をラッチ１２０２に印加することができ、この結果、機能に変化が生じないように構成されている。この設計パラメータにより、吸気バルブのリフト事象の間に、上側作動油ギャラリー８０２内でのＯＣＶ８２２による油圧の始動が可能になる。吸気バルブのリフトプロファイル１４５２が基礎円１３２２の無負荷状況に戻った後、ラッチは、指定されたラッチモードまたは未ラッチモードにまで完全に移動する。この設計パラメータは、使用可能なスイッチングウィンドウを最大化するために役立つ。
油圧応答時間対温度
図９６に、ＳＡＥ ５Ｗ−３０オイルを使用して、ラッチ１２０２応答時間の作動油温度に対する依存性が示されている。ラッチ１２０２応答時間は、ラッチ１２０２の通常リフト（ラッチ）位置から無リフト（未ラッチ）位置への移動及び無リフト位置から通常リフト位置への移動の持続時間を反映する。ラッチ１２０２応答時間には、スイッチング圧力ポート５０６内の作動油温度が２０℃及び圧力が３×１０５Ｐａ（３ bar）で、１０ミリ秒が必要である。ラッチ応答時間は、同じ圧力条件で運転温度が高い（例えば、４０℃）場合、５ミリ秒まで短縮される。油圧応答時間は、スイッチングウィンドウを定めるために使用される。
可変バルブタイミング
ここで、図９４及び図９５に示すように、幾つかのカムシャフト駆動システムは、クランクシャフトの角度に対する運動の位相制御について、標準的な駆動システムよりも大きい権限／範囲を有するように構成されている。この技術は、可変バルブタイミングと呼ばれる場合もあり、許容可能なスイッチングウィンドウ時間１４５４を定めるときに、エンジンの回転速度とともに考慮する必要がある。
図９５には、バルブリフトのプロファイルがクランクシャフトの角度の関数としてプロットされており、可変バルブリフトタイミングが、スイッチングウィンドウ時間１４５４に及ぼす影響が示されている。排気バルブリフトのプロファイル１４５０及吸気バルブリフトのプロファイル１４５２は、可変バルブタイミング機能を有しない典型的なサイクルを示しており（図９４にも示されている）、結果として非スイッチングウィンドウ１４５５が生じる。排気バルブリフトのプロファイル１４６０と吸気バルブリフトのプロファイル１４６２は、可変バルブタイミング機能を有する典型的なサイクルを示しており、結果として非スイッチングウィンドウ１４６４が生じる。可変バルブタイミングのこの例では、非スイッチングウィンドウの持続時間の増大１４５８が生じる。排気カムシャフトと吸気カムシャフトの間に、１２０度のクランクシャフト角度の可変バルブタイミング機能の持続時間を仮定すると、持続時間のシフト１４５８は、３５００ｒｐｍのエンジン回転速度で６ミリ秒である。
図９７には、温度及びカムの位相制御の影響による、計算され、測定されたスイッチング時間の変動が示されている。この表示は、最小のオーバーラップ１４６８でのカムシャフトの位相制御をともなう４２０度のクランクシャフト角度から、最大のオーバーラップ１４６６でのカムシャフトの位相制御をともなう５４０度のクランクシャフト角度までにわたるスイッチングウィンドウに基づく。この表示に示された５ミリ秒のラッチ応答時間は、４０〜１２０℃の通常のエンジン運転温度におけるものである。油圧応答の変動１４７０は、ＥＣＵ８２５の切換信号の開始から、ラッチ１２０２を移動させるために十分な油圧になるまでに測定される。作動油圧を制御するためにＯＣＶを使用するＣＤＡシステム１４００の研究に基づけば、最大変動は約１０ミリ秒である。この油圧応答の変動１４７０は、ＯＣＶ８２２の電圧、温度、及びエンジン内の作動油圧を考慮に入れたものである。最小のオーバーラップ１４６８での位相位置は、３５００ｒｐｍのエンジン回転速度において、２０ミリ秒の使用可能なスイッチングウィンドウを備えており、全ラッチ応答時間１５ミリ秒である。これは、切換のために使用可能な時間とラッチ１２０２応答時間との間に５ミリ秒の余裕があることを示している。
図９８にも、温度及びカムの位相制御の影響による、計算され、測定されたスイッチング時間の変動が示されている。この表示は、最小のオーバーラップ１４６８でのカムシャフトの位相制御をともなう４２０度のクランクシャフト角度から、最大のオーバーラップ１４６６でのカムシャフトの位相制御をともなう５４０度のクランクシャフト角度までにわたるスイッチングウィンドウに基づく。この表示に示された１０ミリ秒のラッチ応答時間は、２０℃の冷温でのエンジン運転温度におけるものである。油圧応答の変動１４７０は、ＥＣＵ８２５の切換信号の開始から、ラッチ１２０２を移動させるために十分な油圧になるまでに測定される。作動油圧を制御するためにＯＣＶを使用するＣＤＡシステム１４００の研究に基づけば、最大変動は約１０ミリ秒である。この油圧応答の変動１４７０は、ＯＣＶ８２２の電圧、温度、及びエンジン内の作動油圧を考慮に入れたものである。最小のオーバーラップ１４６８での位相位置は、３５００ｒｐｍのエンジン回転速度において、２０ミリ秒の使用可能なスイッチングウィンドウを備えており、全ラッチ応答時間２０ミリ秒である。これは、切換のために使用可能な時間とラッチ１２０２応答時間との間の余裕が低減したことを示している。
３．４．２ 保存された運転パラメータ
これらの変数には、可変バルブタイミング及び運転温度の関数として予測されるラッチ応答時間のようなエンジン構成パラメータが含まれる。
３．５ 制御ロジック
上述したように、ＣＤＡ切換は、特定の運転条件の下で、短い既定の時間ウィンドウ内でのみ行うことができる。そして、時間ウィンドウの外でＣＤＡの切換を行うと、臨界的シフト事象が発生し、バルブトレイン及び／または他のエンジン部品が損傷するおそれがある。作動油圧、温度、排気、及び負荷のようなエンジン条件は、急速に変動する可能性があるため、実時間状況を解析し、それらを作動システムの特性を示す既知の運転パラメータと比較し、切換の時期を決定するためにその結果を調整し、切換信号を送信するために、高速の処理装置を使用することができる。これらの動作は、１秒当たり数百回または数千回実施することができる。様々な実施形態において、この計算機能は、専用の処理装置によって実行されるものであってもよく、または、エンジン制御装置（ＥＣＵ）と呼ばれる既存の汎用の自動車用制御システムによって実行されるものであってもよい。典型的なＥＣＵは、アナログデータ及びデジタルデータのための入力部と、マイクロプロセッサ、プログラム可能なメモリ、及びランダムアクセスメモリを含む処理部と、出力部とを含む。出力部は、リレー、スイッチ、及び警告灯の作動を含むものであってもよい。
一実施形態において、図９１に示すエンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５は、バルブステムの移動８２９、移動／位置８２８、ラッチ位置８２７、ＤＦＨＬＡ移動８２６、作動油圧８３０、及び作動油温度８９０のような、複数のセンサからの入力を受け入れる。所定のエンジン回転速度で可能な運転温度及び圧力及びスイッチングウィンドウのようなデータが、メモリに保存される。そして、実時間で収集された情報が、保存された情報と比較され、解析されて、ＥＣＵ８２５が切換のタイミングを決め、制御するためのロジックが与えられる。
入力が解析された後、ＥＣＵ８２５によって、ＯＣＶ８２２に制御信号が出力され、切換動作が開始される。切換動作は、燃費の改善及び排気の低減等のエンジン性能の目標に対応しながら、臨界的シフト事象を避けるように、タイミングが調整される。必要な場合、ＥＣＵ８２５は、エラー状況に対応して運転者に警告するものであってもよい。
４． ＣＤＡ−１Ｌロッカーアームアセンブリ
図９９は、例示的なＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１１００を示す透視図である。このＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１１００は、例示としてのみ示されているものであり、本出願の対象であるＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１１００の構成は、本明細書に添付される図面に示されるＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１１００の構成によって限定されるものではない。
図９９及び図１００に示すように、ＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１１００は、第１の外側サイドアーム１１０４と第２の外側サイドアーム１１０６とを有する外側アーム１１０２を含む。第１の外側サイドアーム１１１０と第２の外側サイドアーム１１０６との間には、内側アーム１１０８が配置される。内側アーム１１０８は、第１の内側サイドアーム１１１０と第２の内側サイドアーム１１１２とを有する。内側アーム１１０８と外側アーム１１０２の両方は、ピボット軸１１１４に取付けられる。ピボット軸は、ロッカーアーム１１００の第１端１１０１に近接して位置し、内側アーム１１０８を、ロッカーアーム１１００が無リフト状態のときにはピボット軸１１１４回りに旋回する回転の自由度を許容しつつ、外側アーム１１０２に固定する。外側アーム１１０２及び内側アーム１１０８に取付けられる別体のピボット軸１１１４を有する図示された実施形態に加えて、ピボット軸１１１４は、外側アーム１１０２または内側アーム１１０８と一体であってもよい。
ＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１１００は、ローラー１１１６を含むベアリング１１９０を有する。このローラーは、ベアリング軸１１１８の第１の内側サイドアーム１１１０と第２の内側サイドアーム１１２との間に取付けられる。ベアリング軸は、ロッカーアームの通常作動の間、回転するカム（図示は省略する）からロッカーアーム１１００へエネルギーを伝達する機能を果たす。ベアリング軸１１１８にローラー１１１６を取り付けることによって、ベアリング１１９０は軸１１１８回りに回転することが可能となり、これによって、回転するカムとローラー１１１６との接触により発生する摩擦が低減する。上述したように、ローラー１１１６は、内側アーム１１０８に対して回転自在に固定されており、これによって、特定の条件の下でピボット軸１１１４回りに外側アーム１１０２に対して回転することができる。図示された実施形態では、ベアリング軸１１１８は、内側アーム１１０８のベアリング軸開口部１２６０に取付けられ、外側アーム１１０２のベアリング軸スロット部１１２６を通じて延びるものである。ベアリング軸１１１８を使用する際に、他の構成も可能である。例えば、他の構成において、ベアリング軸１１１８は、ベアリング軸スロット部１１２６を通じて延びるものではないが、それでも、内側アーム１１０８のベアリング軸開口部１２６０に取付けられるものであってもよい。
ロッカーアーム１１００が無リフト状態にある場合、カムのリフト部（図１０１の１３２４）がベアリング１１９０のローラー１１１６と接触して下方に押圧すると、内側アーム１１０８は、外側アーム１１０２に対して下方に旋回する。軸スロット部１１２６は、ベアリング軸１１１８の下方移動、ひいては内側アーム１１０８及びベアリング１１９０の下方移動が可能なように構成される。カムの回転が続くと、カムのリフト部はベアリング１１９０のローラー１１１６から回転して離れ、ベアリング軸１１１８はベアリング軸ねじりバネ１１２４によって上方に付勢されるため、ベアリング１１９０の上方移動が可能となる。図示されたベアリング軸バネ１１２４は、ねじりバネであり、外側アーム１１２０上に配置される取付部１１５０にバネ保持部材１１３０によって固定されている。ねじりバネ１１２４は、ロッカーアーム１１００の第２端１１０３に近接して固定され、ベアリング軸１１１８と接触するバネアーム１１２７を有する。ベアリング軸１１１８及びバネアーム１１２７が開放に移動すると、ベアリング軸１１１８は、バネアーム１１２７に沿って滑動する。ロッカーアーム１１００の第２端１１０３に近接して固定されたねじりバネ１１２４と、ロッカーアームの第１端１１０１に近接して配置されたピボット軸１１１４とを有し、ピボット軸１１１４と軸バネ１１２４との間のベアリング軸１１１８を備えたロッカーアーム１１００の構成により、ロッカーアームの第１端１１０１近傍の質量（mass）が低減する。
図１０１及び図１０２に示すように、バルブステム１３５０も、ロッカーアーム１１００にその第１端１１０１の近傍で接触する。したがって、ロッカーアーム１１００の第１端１１０１における質量の低減により、バルブトレイン（図示は省略する）全体の質量が低減し、それによって、バルブトレインの速度を変化させるために必要な力が低減する。ベアリング軸１１１８を付勢するために、単一の連続的なばねのような他のバネ構成を使用することもできる。
図１００は、図９９に示すＣＤＡ−１Ｌロッカーアーム１１００の展開図である。図１００に示す展開図及び図９９に示す組立図に示されるベアリング１１９０は、略円筒形のローラー１１１６と、ベアリング軸１１１８に取付けることが可能なニードル１２００との組合せを含むニードルローラー型ベアリングである。ベアリング１１９０は、カムの回転運動をロッカーアーム１００に伝達するように機能し、例えば図１０１及び図１０２に示される構成において、この運動は、今度はバルブステム３５０に伝達される。図９９及び図１００に示すように、ベアリング軸１１１８は、内側アーム１１０８のベアリング軸開口部１２６０に取り付けられるものであってもよい。このような構成において、外側アーム１１０２の軸スロット部１１２６は、ベアリング軸１１１８を受け入れて、ロッカーアーム１１０が無リフト状態にあるときに、ベアリング軸１１１８、ひいては内側アーム１１０８のロストモーション運動を可能にするものである。「ロストモーション」運動は、ロッカーアーム１１００の、カムの回転運動をバルブに伝達しない運動と考えることができる。図示された実施形態において、ロストモーションは、内側アーム１１０８の外側アーム１１０２に対するピボット軸１１１４回りの旋回運動によって示される。
ベアリング１１９０以外の他の構成でも、カムからロッカーアーム１１００へ運動を伝達することができる。例えば、カムリフトローブ（図１０１の１３２０）と接触する円滑な非回転面（図示は省略する）を、内側アーム１１０８及びロッカーアーム１１００に対して図９９に示すベアリング１１９０の位置と略同一の位置で、内側アーム１１０８に取り付けるかまたは内側アームと一体に形成するものであってもよい。このような非回転面は、非回転面上に形成された摩擦パッドを含むものであってもよい。別の例では、複数の同心ローラーを備えたベアリングのような他のベアリングを、ベアリング１１９０の代替として効果的に使用することができる。
図９９及び図１００に示すように、ピボット軸１１１４の第１内側サイドアーム１１１０と第２内側サイドアーム１１１２との間には、エレファントフット１１４０が取付けられる。ピボット軸１１１４は、内側ピボット軸開口部１２２０と外側ピボット軸開口部１２３０に、ロッカーアーム１１００の第１端１１０１に近接させて取付けられる。内側アーム１１０８に形成されたリップ部１２４０によって、エレファントフット１１４０のピボット軸１１１４回りの回転が防止される。エレファントフット１１４０は、図１０２に示すように、バルブステム１３５０の端部に係合する。別の実施形態において、エレファントフット１１４０を削除し、その代わりに、ピボット軸１１１４上にバルブステム１３５０の先端と相補的な接触面を配置するものであってもよい。
図１０１及び図１０２は、それぞれ、ロッカーアーム１１００を、基礎円１３２２とリフト部１３２４を備えたリフトローブ１３２０を有するカム１３００と関連させて示す側面図及び正面図である。ローラー１１１６は、リフトローブ１３２０と接触した状態で図示されている。デュアルフィード油圧式ラッチアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）１１０は、ロッカーアーム１１００に、その第２端１１３０の近傍で係合して、バルブラッシュを軽減しつつ、ロッカーアーム１１００（特に、外側ロッカーアーム１１０２）に上方への圧力を印加する。バルブステム１３５０は、ロッカーアーム１１００の第１端１１０１の近傍で、エレファントフット１１４０と係合する。通常リフト状態において、ロッカーアーム１１００は、バルブステム１３５０を周期的に下方に押圧し、これによって対応するバルブ（図示は省略する）が開放する。
４．１ ねじりバネ
以下に説明するように、ロッカーアーム１１００は、無リフト状態において、過剰な作動油圧、非定常状態条件の発現、または他の原因によって、ラッシュアジャスタ１１０の過剰なポンプアップを受ける場合がある。この結果、内部が加圧流体で満たされると、ラッシュアジャスタ１１０の有効長が増大する。このような状況は、例えば、エンジンのコールドスタートの間に発生する可能性がある。この状況は、検査しないまま放置されると、自力で回復するために長時間を要し、エンジンの永久的な損傷が生じる場合すらある。このような状況下では、ラッシュアジャスタ１１０が通常の動作長に復帰するまで、ラッチ１２０２がロッカーアーム１１００を動かすことができない可能性がある。この状況において、ラッシュアジャスタ１１０は、外側アーム１１０２に上方への圧力を印加し、これによって、外側アーム１１０２はカム１３００に近づく。
ＳＲＦＦ−１Ｌ上のロストモーションねじりバネ１１２４は、無リフト運転の間に、ローラーベアリング１１１６とカムシャフトローブ１３２０との接触を維持するための十分な力を与えるように、構成される。これによって、内側アームサブアセンブリの制御された加速及び減速、並びに、ラッチラッシュを維持しながら内側アーム１１０８をラッチ位置へ制御しつつ復帰させることが確保される。ポンプアップ状況により、ポンプアップからの付加的な力を補償するため、より強力なねじりバネ１１２４が必要となる。
ねじりバネ１１２４には、アセンブリの慣性モーメントを低くし、かつ作動負荷を支持するための断面高さを備えながら、パッケージ空間を低減するため、四角形のワイヤ断面が使用された。ねじりバネ１１２４の構成要素を開発するため、応力計算及びＦＥＡ、並びに以下に説明する試験の検証が使用された。
ねじりバネ１１２４（図９９）の構成及び製造工程について説明する。このねじりバネは、選択された構成材料から形成された略四角形のワイヤを使用した小型の構成を備えている。
ここで、図３０Ａ、図３０Ｂ、及び図９９を参照すると、ねじりバネ１１２４は、略台形状のワイヤ３９７から構成される。この台形は、巻回工程の間に力が印加されると、ワイヤ３９７が略四角形の形状に変形することが可能なように構成されている。ねじりバネ１１２４が巻回された後、結果として生じるワイヤの形状は、略四角形の断面形状を備える第１ワイヤ３９６と同様のものである。図９９に示す２つのねじりバネの実施形態は、複数のコイル３９８，３９９の断面として示されている。好適な実施形態において、ワイヤ３９６は、この例では垂直な辺４０２、４０４として示されている２つの長辺と、上辺４０１及び底辺４０３とを備えた四角形の断面形状を有する。コイルの上辺４０１と底辺４０３の平均長の、辺４０２と辺４０４の平均長に対する比率は、１未満の任意の値とすることができる。この比率によって、コイル３９８の上辺４０１と底辺４０３の平均長に等しい直径を備えた円形ワイヤを使用して巻回されたバネよりも、曲げのコイル軸４００に沿った大きな剛性が生じる。別の実施形態において、ワイヤの断面は、長い上辺４０１と短い底辺４０３とを備えた略台形状を有する。
この構成において、コイルが巻回されると、各コイルの長辺４０２は、直前のコイルの長辺４０２上に載置されることになり、これによって、ねじりバネ１１２４が安定化される。この形状及び構成では、全てのコイルが直立して保持され、圧力印加時に互いに擦れること、または傾くことが防止される。
ロッカーアームアセンブリ１１００の動作時、略四角形または台形のねじりバネ１１２４は、図３０Ａ及び図３０Ｂに示す軸４００回りに曲げられたとき、高い部分応力が発生し、特に、上面４０１上に引張応力が発生する。耐久性要件を満たすため、技術と材料とが組み合わせて使用される。例えば、ねじりバネは、強度及び耐久性を改善する構成とともに、クロム・バナジウム合金鋼を含む材料から形成するものであってもよい。ねじりバネは、加熱後急冷することによって、バネ性をやわらげるものであってもよい。これによって、残留応力が低減する。ねじりバネを形成するためのワイヤ３９６、３９７の表面に投射物を衝突させること、または「ショットピーニング」が、ワイヤ３９６、３９７の表面に残留圧縮応力を付加するために使用される。次いで、ワイヤ３９６、３９７は、巻回されてねじりバネとなる。このようなショットピーニングにより、結果として生じるねじりバネは、ショットピーニングを行うことなく形成された同等のバネよりも大きな引張応力を受け入れることが可能となる。
４．２ ねじりバネ用ポケット
図１００に示すように、ノブ１２６２がベアリング軸１１１８の端部から延び、バネアーム１１２７が着座するスロット部１２６４が形成されている。一つの別の実施形態では、中空のベアリング軸１１１８が、バネアーム１１２７を取り付けるためのノブ１２６２及びスロット部１２６４と同様の特徴を含む別体のバネ取付けピン（図示は省略する）とともに使用されるものであってもよい。
４．３ 外側アームアセンブリ
４．３．１ ラッチ機構の説明
ロッカーアーム１１００を選択的に休止させる機構は、図示された実施形態ではロッカーアーム１１００の第２端１１０３の近傍に配置されており、図１００に示すように、ラッチ１２０２、ラッチバネ１２０４、バネ保持部材１２０６、及びクリップ１２０８を含んでいる。ラッチ１２０２は、外側アーム１１０２の内部に取付けられるように構成される。ラッチバネ１２０４は、ラッチ１２０２内に配置され、ラッチバネ保持部材１２０６及びクリップ１２０８によって定位置に固定される。ラッチバネ１２０４は、取付け後、ラッチ１２０２をロッカーアーム１１００の第１端１１０１に向けて付勢する。これによって、ラッチ１２０２、特に係合部１２１０が、内側アーム１１０８に係合することが可能となり、それによって、内側アーム１１０８の外側アーム１１０２に対する移動が防止される。ラッチ１２０２がこのように内側アームに係合しているとき、ロッカーアーム１１００は通常リフト状態にあり、カムからバルブステムに運動を伝達するものである。
組み立てられたロッカーアーム１１００において、通常リフト状態と無リフト状態は、ラッチ１２０２によって切り換えられる。ロッカーアーム１１００は、ラッチバネ１２０４の付勢力に対抗するために十分な作動油圧が、例えばラッチ１２０２の表面に作動油圧を印加可能なように構成されたポート１２１２を通じて、印加されているときに、無リフト状態に入るものであってもよい。作動油圧が印加されているとき、ラッチ１２０２は、ロッカーアーム１１００の第２端１１０４に向けて押圧され、それによって、ラッチ１２０２は、内側アーム１１０８との係合状態から離脱する。これによって、内側アーム１１０８は、ピボット軸１１１４回りに回転することが可能となる。通常リフト状態と無リフト状態の両方において、配向クリップ１２１４の直線部１２５０は、ラッチ１２０２の平坦面１２１８に係合する。配向クリップ１２５０は、クリップ開口部１２１６に取付けられ、それによって、ロッカーアーム１１００に対する直線部１２５０の配向を水平に維持する。これによって、平坦面１２１８の配向も水平に制限され、それによって、ラッチ１２０２は、内側アーム１１０８との一貫した係合のために適切な方向に向き付けられる。
４．３．２ ラッチピン構成
図９６Ａ、図９３Ｂ、及び図９３Ｃに示すように、無リフトモードで作動しているＳＲＦＦ−１Ｌロッカーアーム１１００のラッチ１２０２は、外側アーム１２０２の内部に退縮し、内側アーム１１０８は、カムシャフトのリフトローブ１３２０に追随する。特定の条件下において、無リフトモードから通常リフトモードへの遷移によって、図１０３に示す状況が生じる場合がある。この状況では、内側アーム１１０８が、ラッチ１２０２が通常係合する位置に復帰する前に、ラッチ１２０２が伸長している。
内側アーム１１０８の進行が妨げられ、ラッチ１２９２下の位置に閉じ込められる状況を防止するため、ＳＲＦＦに再係合機能が追加された。内側アーム傾斜面１４７４及びラッチ傾斜面１４７２は、内側アーム１１０８がラッチ傾斜面１４７２に接触するときに、ラッチ１２０２の退縮位置への滑らかな移動を与えるように最適化された。この構成により、スイッチング圧力ポート５０６（図８８）における圧力変化によって生じる可能性のある損傷がラッチ機構に発生することが回避される。
４．４ システムのパッケージ化
ＳＲＦＦ−１Ｌの構成は、標準的な製品レイアウトと比較して、バルブトレインのパッケージ化の変更を最小化することに取り組むものである。重要な設計パラメータには、カムシャフトローブのＳＲＦＦローラーベアリングに対する相対的な配置と、鋼製カムシャフトとアルミニウム製シリンダーヘッドとの軸方向のアラインメントが含まれる。鋼の部品とアルミニウムの部品は、熱成長係数が異なるため、カムシャフトローブがＳＲＦＦに対してずれる可能性がある。
図１０４は、単一のカムシャフトローブのＳＲＦＦ−１Ｌ１１００の外側アーム１１０２及びベアリング１１１６に対する適正なアラインメントと、不適正なアラインメントとを示す図である。適正なアラインメントでは、カムシャフトリフトローブ１３２０が、ローラーベアリング１１１６上の中心に位置している。単一のカムシャフトローブ１３２０とＳＲＦＦ−１Ｌ１１１０は、ローラーベアリング１１１６上のエッジ負荷１４８２を回避し、カムローブ１３２０と外側アーム１１０２との接触１４８０を回避するように構成される。多ローブ型のＣＤＡ構成のカムシャフトに存在する無リフトローブを削除することにより、厳密な製造公差の要求、及びカムシャフトローブの幅及び位置の組立調整が緩和される。これによって、カムシャフトの製造工程が、第２型のエンジンで使用される標準的な製造工程と同様なものとなる。
４．５ ＣＤＡ−１Ｌラッチ機構の油圧作動
上述したように、ポンプアップは、ＨＬＡが、意図された作動寸法を超えて伸長され、それによって、基礎円事象の間のバルブのシートへの復帰が妨げられる状況を記述するために使用される用語である。
図１０５は、カムシャフトの基礎円事象の間の、標準的なバルブトレインシステムとローラーフィンガーフォロワーアセンブリ（ＲＦＦ）１４９６に作用する力とを示す図である。油圧式ラッシュアジャスタの力１４９４は、ラッシュ補償ポート１４９１内の作動油圧によって発生する油圧式ラッシュアジャスタ（ＨＬＡ）１４９３の力とＨＬＡ内部バネの力との合力である。カムの反力１４９０は、カムシャフト１３２０とＲＦＦベアリングとの間にある。反力１４９２は、ＲＦＦ１４９６とバルブ１１２の先端との間にある。力の均衡は、バルブバネの力１４９２が、バルブ１１２の意図しない開放を防ぐようなものでなければならない。仮に、ＨＬＡの力１４９４によって発生するバルブの反力１４９２及びカムの反力１４９０が、バルブ１１２を着座させるための着座力を超えたならば、基礎円事象の間にバルブ１１２が上昇して開放状態に維持されるという、望ましくない状況が生じる。この標準的な固定アームシステムの説明には、動的作動負荷は含まれていない。
ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００の構成にあたっては、システムが無リフトモードにあるときのポンプアップに対する考慮も追加される。ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００が無リフトモードにあるときのＤＦＨＬＡ１１０のポンプアップによって、ラッチ１２０２が内側アーム１１０８に再係合できる位置に内側アーム１１０８が復帰しない状況が発生する可能性がある。
ＳＲＦＦ−１Ｌは、ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００が通常リフトモードにあるときには、標準的なＲＦＦ１４９６（図１０５）と同様に応答する。ポンプアップを防止しながら、ＳＲＦＦ−１Ｌを切り換えるために必要なラッチラッシュを維持することは、内側アーム１１０８をそのラッチ係合位置に復帰させるために既に必要なねじりバネの力に加えて、ＨＬＡの力１４９４に打ち勝つための付加的な力を、ねじりバネ１１２４から印加することによって解決される。
図１０６には、システムが無リフト状態にあるときに、ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００に作用する力の均衡が示されている。それらの力は、ラッシュ補正ポート（ラッシュコンペンセータポート）５１２（図８８）の作動油圧に加えてプランジャーバネの力１４９８によって生じるＤＦＨＬＡの力１４９９、カムの反力１４９０、及びねじりバネの力１４９５である。バネ１１２４によって生じるねじりバネの力１４９５は、ベアリング軸１１１８及びバネアーム１１２７を介して、内側アーム１１０８に作用するバネの反力１５００に変換される。
ＳＲＦＦ−１Ｌロッカーアームアセンブリ１１００のねじりバネ１１２４は、無リフトモードの間に、ローラーベアリング１１１６とカムシャフトのリフトローブ１３２９との接触を維持するために十分な力を与えるように構成される。これによって、内側アーム１１０８サブアセンブリの制御された加速及び減速、並びに、ラッチラッシュを維持しながら内側アーム１１０８をラッチ位置へ復帰させることが確保される。ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００の構成のためのねじりバネ１１２４の構成によって、システムが無リフトモードにあるときのラッシュ補償ポート５１２における作動油圧の変動も説明される。作動油圧の調整によって、バネの大きさの設定に対して直接影響する、ねじりバネ１１２４の負荷要件を低減させることができる。
図１０７には、ラッシュ補償圧力ポート５１２内の作動油圧の要件が示されている。ＳＲＦＦ−１Ｌの制限された作動油圧は、システムが無リフトモードにあるときにのみ必要とされる。上述したような同期切換を考慮すると、２０℃よりも低い温度の無リフトモードは制限される。
４．６ ＣＤＡ−１Ｌアセンブリのラッシュ管理
図１０８には、ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００のラッチラッシュ１２０５が示されている。複数のローブを備えたＣＤＡ構成の場合、カムシャフトラッシュ１５０４とラッチラッシュ１２０５との合計であるのに対して、１ローブ型ＣＤＡシステムにおいて、全機械的ラッシュ１５０５は、唯１つのラッチラッシュ１２０５値に低減する。ＳＲＦＦ−１Ｌ１１００のラッチラッシュ１２０４は、ラッチ１２０２と内側アーム１１０８との間の距離である。
図１０９は、３ローブ型ＳＲＦＦ用に構成された開弁側ランプと１ローブ型ＳＲＦＦ−１Ｌ用に構成された開弁側ランプの比較が示されている。
カムシャフトラッシュは、１ローブ型ＳＲＦＦ−１Ｌの構成によって削除された。カムシャフトラッシュ１５０４の削除によって、リフトランプの低減１５１０が生じることによるカムシャフトのリフトプロファイルのさらなる最適化が可能となり、それによって、リフト事象の延長が可能となる。ＳＲＦＦ−１Ｌのカムシャフト開弁側ランプ１５０６は、多数のローブを使用する同様の構成で必要とされるカムシャフト開弁側ランプ１５０６から、最大で３６％減少する。
加えて、カムシャフトラッシュを削除したこと、及びそれに関連する特徴によって、ＳＲＦＦ−１Ｌの機械的ラッシュの変動は、同様の３ローブ型構成に対して３９％改善される。上記の関連する特徴は、例えば、カムシャフトの無リフトローブ基礎円半径の製造公差、ローブの振れ（run-out）、スライダーパッドとスライダーパッドとの間の平行性、及びスライダーパッドとローラーベアリングとの間の平行性である。
４．７ ＣＤＡ−１Ｌアセンブリのダイナミクス
４．７．１ 詳細な説明
ＳＲＦＦ−１Ｌロッカーアーム１１００及びシステム１４００（図９１）は、エンジンの運転範囲の全体に対する動的安定性要件を満たすように構成される。ＳＲＦＦ構成に対して、ＳＲＦＦの剛性及び慣性モーメント（ＭＯＩ）が解析された。ＳＲＦＦ−１Ｌアセンブリ１１００のＭＯＩは、ＤＦＨＬＡ１１０と接触するＳＲＦＦソケットを通る回転軸であるピボット軸１１１４（図９９）回りに測定される。剛性は、カム１３２０とベアリング１１１６との界面で測定される。図１１０では、測定された剛性が、計算されたアセンブリのＭＯＩに対してプロットされている。ＳＲＦＦ−１Ｌの剛性とＭＯＩとの関係は、現在製品化されている第２型のエンジンで使用されている標準的なＲＦＦと同等のものである。
４．７．２ 解析
ＳＲＦＦのＤＦＨＬＡ側端部の剛性を最大化し、かつＭＯＩを低減するために、幾つかの設計及び有限要素解析（ＦＥＡ）の反復が実施された。ＭＯＩを最小化するために、質量が集中する構成要素は、ＳＲＦＦのＤＦＨＬＡ側端部に配置された。ねじりバネ１１２４は、ＳＲＦＦアセンブリ内の最も重い構成要素の１つであり、ＳＲＦＦ回転軸に近接させて配置された。ラッチ機構もＤＦＨＬＡの近傍に配置された。ＳＲＦＦの垂直部分の高さは、ＭＯＩを最小化しながら剛性を最大化するため、増大された。
ＳＲＦＦ構成は、運動学的モデルからの負荷情報を使用して最適化された。この解析の主要な入力パラメータには、バルブトレインのレイアウト、質量のＳＲＦＦ要素、慣性モーメント、剛性（ＦＥＡによる予測値）、機械的ラッシュ、バルブバネ負荷及びレート、ＤＦＨＬＡの幾何学的構成及びプランジャーバネ、並びに、バルブリフトのプロファイルが含まれる。次に、
予測される動的目標を満たすために、ＣＤＡ ＳＲＦＦのバルブ上の剛性対有効質量を最適化することによって、システムが変更された。バルブ上の有効質量は、ＳＲＦＦのピボット点に対するＭＯＩと、バルブとＳＲＦＦピボットとの間の距離の２乗との間の比率を表す。試験された動的性能については、後の節で説明する。
５． 構成の検証及び試験
５．１ バルブトレインのダイナミクスの結果
バルブトレインの動的挙動は、エンジンの耐久性及び性能目標を満たしつつ、騒音・振動・ハーシュネス（ＮＶＨ）を制御する上で重要である。バルブトレインのダイナミクスは、ＳＲＦＦ構成要素の剛性及びＭＯＩによって部分的に影響される。ＳＲＦＦのＭＯＩは、容易に計算可能であり、剛性は、計算機支援工学（ＣＡＥ）技術により推定される。バルブの動的挙動はも、様々な因子によって影響されため、高速バルブ制御に信頼性を獲得するため、試験が実施された。
バルブトレインのダイナミクスに対して、電動（motorized）エンジン試験装置が使用された。シリンダーヘッドは、試験前に設置された。作動油は、実際のエンジン条件を呈するように過熱された。エンジン回転速度によって定められるデータを記録しながら、アイドル速度から７５００ｒｐｍまで速度掃引が実施された。バルブ閉止速度及びバルブバウンスを評価することによって、動的性能が判別された。ＳＲＦＦ−１Ｌに対しては、負荷を監視するために、ひずみゲージによる測定がなされた。バルブバネの負荷は、一貫性のため、固定システムに対して一定に保持された。
図１１１には、吸気バルブの着座閉止速度の結果が示されている。データは、８個の連続的事象に対して取得され、エンジン回転速度に対して、最小速度、平均速度、及び最大速度が示されている。目標速度は、この産業分野において典型的な着座速度の最大速度として示されている。目標着座速度は、最大で約７５００ｒｐｍのエンジン回転速度に維持された。これは、乗用車のエンジンへの応用について許容可能な動的制御を表している。
５．２ ねじりバネの検証
ねじりバネは、ＳＲＦＦ−１Ｌ構成において（特に、高速運転の間における）重要な構成要素である。ロバスト性を検証するために、バネの設計構想の検証が実施された。設計構想の検証のために、バネ構成の３つの要素が試験された。第１に、負荷損失が、運転温度における高サイクルの条件で実証された。バネの負荷損失または緩和は、試験の終了時における試験の開始からのバネの負荷の低減に相当する。負荷損失は、最高の応力レベルを印加し、かつ部品を高温に晒すことによっても実証された。第２に、上述した負荷損失だけでなく、疲労寿命を検証するために、負荷の最悪条件でサイクル試験を課すことによって、耐久性及びバネ性が試験された。最後に、最低負荷のバネの使用し、ＣＤＡモードにおける全ての運転条件の間にＤＦＨＬＡがポンプアップしないことを検証することによって、ロストモーションバネの機能が検証された。
ねじりバネには、目標試験装置上でのエンジンオイル環境内において、エンジンの運転温度でサイクル試験が課された。ねじりバネには、最悪条件の応力に相当する最高の予荷重を印加された状態で応用例における完全ストロークが繰り返された。サイクル数の目標値は、２５００万（２５Ｍ）サイクル及び５０００万（５０Ｍ）サイクルに設定された。ねじりバネには、ヒートセット試験も実施された。この試験では、ねじりバネに、応用例における最高の応力にまで負荷が印加されて、５０時間１４０℃に保持され、負荷損失が測定された。
図１１２に、サイクル試験及びヒートセット試験の両方における負荷損失がまとめられている。設計目標が１０％の最大負荷損失に設定されたのに対して、全ての部品が、最大で８％の負荷損失をもって合格した。
この結果により、負荷損失が最大で８％であり、設計目標を満たすことが示された。多くの試験では、最小の負荷損失は約１％であることが示された。全ての試験は、負荷損失の設計ガイドラインを安全に満たした。
５．３ 気筒休止の間のポンプアップに対するロバスト性
ねじりバネ１１２４（図９９）は、システムが無リフトモードで運転されているとき、ＨＬＡのポンプアップを防止して、ラッチラッシュ１２０５（図１０８）を保持するように構成されている。試験装置は、モード切換が要求されるときのオイル温度及びエンジン回転速度条件にわたって、ラッシュ補償圧力ポートにおけるエンジンオイルの圧力を維持するように構成された。
要求される条件において、ラッチラッシュ１２０５を保持するねじりバネ１１２４の能力を実証するために、検証実験が実施された。試験は、バルブ及びＣＤＡ ＳＲＦＦの運動、ラッシュ補償圧力ポート５１２（図８８）及びスイッチング圧力ポート５０６（図８８）における作動油圧及び温度を測定するための装置を備えた電動エンジン上で実施された。
最悪条件をシミュレートするために、低限界ロストモーションバネが使用された。この試験は、最大切換速度に相当する３５００ｒｐｍで実施された。５８℃及び１３０℃の２種類の運転温度が考慮された。試験結果として、応用例の要件よりも２５％高い圧力でポンプアップが示された。
図１１３に、排気側において５８℃で測定された最低のポンプアップ圧力１５４０が示されている。５８℃及び１３０℃での吸気側のポンプアップ圧力、及び、１３０℃での排気側のポンプアップ圧力は、５８℃での排気側のポンプアップ圧力よりも高い値を示した。ＳＲＦＦは、通常リフトモードの事象及び無リフトモードの事象を有する切換モードにあった。スイッチング圧力ポート５０６の相当する圧力におけるＳＲＦＦモード状態を検証するために、近接プローブを使用してバルブの移動が検出された。ラッシュ補償（コンペンセータ）ポート５１２内の圧力は除々に増加し、無リフトモードから通常リフトモードへの切換が監視された。システムが切換を停止した圧力が、ポンプアップ圧力１５４０として記録された。このＳＲＦＦ−１Ｌ構成において、作動油圧が５×１０５Ｐａ（５ bar）以下に維持されている場合、システムは、ポンプアップ圧力を安全に回避する。最悪条件の疲労設計マージンをシミュレートするために、特別に調達された高限界トルクねじりバネを使用して、設計構想の試験が実施された。この高負荷ねじりバネ上で実施された設計構想の試験は、要求される設計目標を満たした。
５．４ 切換耐久性の間の機械的ラッシュの検証
機械的ラッシュの制御は、バルブトレインの動的安定性のために重要であり、エンジン寿命を通じて維持される必要がある。ラッチに負荷を与えて通常リフトモードと無リフトモードとの間を切換る試験は、ラッチ機構の損耗及び性能を検証するために適切であると考えられる。切換耐久性は、係合位置から非係合位置にラッチを切り換え、ＳＲＦＦを無リフトモードでサイクル動作させ、ラッチを内側アームに係合させ、ＳＲＦＦを通常リフトモードでサイクル動作させることにより、試験された。１サイクルは、ラッチの離脱と続く再係合、及びＳＲＦＦの２つのモードでの実行として定義された。切換耐久性の目標は、３，０００，０００サイクルである。３，０００，０００サイクルは、１回のエンジン寿命に相当する。１回のエンジン寿命は、約３２１，９８７ｋｍ（２００，０００マイル）として定義されている。これは、標準の約２４１，４９０ｋｍ（１５０，０００マイル）を安全に超えるものである。部品は、切換の間の最悪条件の動的負荷をシミュレートするために、３５００ｒｐｍのエンジン回転速度である最高の切換速度目標で試験された。
図１１４には、試験の間の周期的な検査点における機械的ラッシュの変化が示されている。この試験は、６気筒のエンジン装置の１つのバンク上で実施された。１バンク毎に３つのシリンダーがあり、１シリンダー毎に４つのＳＲＦＦ−１Ｌがあるため、１２個のプロファイルが示されている。０．０２０ｍｍの機械的ラッシュ限界の変化が、設計損耗目標として設定された。全てのＳＲＦＦ−１Ｌは、車両寿命と同等である損耗目標を下回る、ラッシュ損耗の安全なマージンを有することを示した。試験は、寿命目標を２５％延長して実施され、その時点で、部品は、最大ラッシュ変化の目標値に近づいた。
バルブトレインのダイナミクス、ねじりバネの負荷損失、ポンプアップの検証、及びエンジン寿命と同等な期間にわたる機械的ラッシュの変化は、全て、ＳＲＦＦ−１Ｌの意図された目標を満たすものであった。バルブトレインのダイナミクスは、閉止速度について、７２００ｒｐｍの最大エンジン回転速度における限界内、及び、７５００ｒｐｍというより高いエンジン回転速度における限界内に安全に維持された。ＬＭＳ（ロストモーションねじりバネ）の負荷損失は、設計目標の１０％内に安全に留まる８％の最大損失を示した。ポンプアップ試験が実施されて、ＳＲＦＦ−１Ｌ構成が、５×１０５Ｐａ（５ bar）の所定の目標作動油圧で、正常に動作することが示された。最後に、エンジン寿命と等価な期間にわたる機械的ラッシュの変化は、安全に設計目標の範囲内にあった。ＳＲＦＦ−１Ｌは、乗用ガソリン車への応用のための気筒休止の全ての設計要件を満たす。
６．結論
気筒休止は、乗用ガソリン車の燃費を改善するための実績のある方法である。ポンピング損失を低減し、シリンダーの一部を高い燃焼効率で運転することによって、燃費を改善する能力を備えた１ローブ型ＳＲＦＦに基づく気筒休止システムの設計、開発、及び検証が完了した。このシステムは、エンジンバルブ、カムシャフト、及びラッシュアジャスタについて同じ中心線を維持することによって、標準の第２型バルブトレインの基本設計を保持する。ＳＲＦＦの通常リフトモードから休止モードへの油圧切換を可能にするために、エンジンのシリンダーヘッドは、ＯＣＶとシリンダーヘッド内の油量制御ポートの追加を要する。このシステムは、エンジンのシリンダー毎に１つのＯＣＶを要する。また、このシステムは、典型的には、ＳＲＦＦ毎の１つのＤＦＨＬＡとともに、吸気及び排気のために４つの同一のＳＲＦＦを備えるように構成される。
ＳＲＦＦ−１Ｌ構成は、システムの複雑性と費用とを低減する解決法を与える。ＳＲＦＦ−１Ｌ構成のための最も重要な実現技術は、ロストモーションねじりバネの修正である。このＬＭＳは、通常リフトモードと無リフトモードの両方の間に、１ローブ型カムシャフトとＳＲＦＦとの間の連続的な接触を維持するように構成される。このねじりバネには、少し大きなパッケージ空間が必要とするものの、３ローブ型カムシャフトが削除されたシステム全体の複雑性は低減する。外側アームスライダーパッド上のエッジ負荷及び内側アームとの干渉の機会を増大させる外側カムシャフトローブがないため、ＳＲＦＦ−１Ｌの軸方向の積み重ねは、３ローブ型ＣＤＡの構成から低減する。ＳＲＦＦ−１Ｌのロッカーアームの剛性レベルは、標準製品のロッカーアームに匹敵する。
より重い構成要素、特にラッチ機構及びねじりバネを、ＤＦＨＬＡ上に直接着座する端部ピボット上に配置することによって、慣性モーメントが最小化された。この特徴によって、バルブ上の有効質量を最小化することによりバルブトレインのダイナミクスを改善することが可能となる。このシステムは、標準的なリフトモードの間において７２００ｒｐｍのエンジン回転速度、及び気筒休止モードにおいて３５００ｒｐｍのエンジン回転速度に対して構成され、検証された。構成要素も、少なくとも１回のエンジン寿命に対して検証された。１回のエンジン寿命は、約３２１，９８７ｋｍ（２００，０００マイル）のエンジンの稼働に相当する。
本明細における開示により本出願の教示の様々な態様が例示され、及び、これらの態様が詳細に説明されたが、これは、本出願において請求される教示の範囲を、そのような詳細に限定またはいかなる方法においても制限することを意図するものではない。追加の利点及び修正は、当業者には容易に理解されるものである。したがって、本出願の教示は、その広い態様において、特定の詳細及び例示されて説明された例によって制限されない。したがって、本出願において請求される教示の思想または範囲から逸脱することなく、このような詳細から逸脱することは可能である。さらに、上述した態様は、例示的なものであり、本出願または後の出願において請求される可能性のある全ての可能な組合せにおいて必須の機能または要素はない。

Claims (16)

  1. 単一のリフトローブを有するカムに係合するロッカーアームであって、
    第１の外側サイドアーム及び第２の外側サイドアームを含む外側アームと、
    少なくとも１つの内側サイドアーム、及びカムの単一のリフトローブからロッカーアームへ運動を伝達するように構成されたカム接触部材を含む内側アームと、を含み、内側アームは、第１の外側サイドアームと第２の外側サイドアームの間に配置され、
    内側アームを外側アームに対して固定するピボット軸をさらに含み、ピボット軸は、内側アームの外側アームに対するピボット軸回りの回転運動が可能なように構成されており、
    外側アームと内側アームの間に配置され、カム接触部材と付勢的に結合される少なくとも１つの付勢バネをさらに含み、
    内側アームを外側アームに対して選択的に固定し、内側アームの外側アームに対するピボット軸回りのロストモーション運動を選択的に可能にするラッチをさらに含み、
    前記ロッカーアームは、油圧式ラッシュアジャスタに流体的に結合され、油圧式ラッシュアジャスタに供給される選択的に印加される油圧は、内側アームを外側アームに対して固定するようにラッチを動作させ、油圧式ラッシュアジャスタは、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタを含む、ことを特徴とするロッカーアーム。
  2. 前記ロッカーアームは、第１端及び第２端をさらに含み、ピボット軸は、第１端に近接して配置され、ラッチは、第２端に近接して配置され、カム接触部材は、ピボット軸とラッチの間に配置されることを特徴とする請求項１に記載のロッカーアーム。
  3. 前記第１端と前記第２端のうちの一方に取り付けられるバルブパッドをさらに含むことを特徴とする請求項２に記載のロッカーアーム。
  4. 前記ロッカーアームは、第１端及び第２端をさらに含み、ピボット軸は、第１端に近接して配置され、ラッチは、第２端に近接して配置され、カム接触部材の少なくとも一部は、ピボット軸とラッチの間に配置されることを特徴とする請求項１に記載のロッカーアーム。
  5. 少なくとも１つの付勢バネは、外側アームに固定されるとともに内側アームと付勢接触するバネアームを有する少なくとも１つのねじりバネを含むことを特徴とする請求項１に記載のロッカーアーム。
  6. カム接触部材は、ベアリング軸に取り付けられたベアリングを含むことを特徴とする請求項１に記載のロッカーアーム。
  7. カム接触部材は、滑らかな回転しない表面を含むことを特徴とする請求項１に記載のロッカーアーム。
  8. カム接触部材は、スライダーパッドを含むことを特徴とする請求項１に記載のロッカーアーム。
  9. ラッチは、前記ロッカーアームの第１端に近接して配置され、油圧式ラッシュアジャスタは、前記ロッカーアームの第１端に近接した位置で前記ロッカーアームに流体的に結合されることを特徴とする請求項１に記載のロッカーアーム。
  10. 単一のリフトローブを有するカムに係合するロッカーアームであって、
    第１の外側サイドアーム及び第２の外側サイドアームを含む外側アームと、
    カムの単一のリフトローブからロッカーアームへ運動を伝達するように構成されたカム接触部材を含む内側アームと、を含み、内側アームは、第１の外側サイドアームと第２の外側サイドアームの間に配置され、
    内側アームを外側アームに対して固定するピボット軸をさらに含み、ピボット軸は、内側アームの外側アームに対するピボット軸回りの回転運動が可能なように構成されており、
    外側アームと内側アームの間に配置され、内側アームと付勢的に結合される少なくとも１つの付勢バネをさらに含み、
    内側アームを外側アームに対して選択的に固定し、内側アームの外側アームに対するピボット軸回りのロストモーション運動を選択的に可能にするラッチをさらに含み、
    前記ロッカーアームは、油圧式ラッシュアジャスタに流体的に結合され、油圧式ラッシュアジャスタに供給される選択的に印加される油圧は、内側アームを外側アームに対して固定するようにラッチを動作させ、油圧式ラッシュアジャスタは、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタを含む、ことを特徴とするロッカーアーム。
  11. ラッチは、前記ロッカーアームの第１端に近接して配置され、油圧式ラッシュアジャスタは、前記ロッカーアームの第１端に近接した位置で前記ロッカーアームに流体的に結合されることを特徴とする請求項１０に記載のロッカーアーム。
  12. 前記ロッカーアームの第２端で取り付けられるバルブパッドをさらに含むことを特徴とする請求項１１に記載のロッカーアーム。
  13. カム接触部材は、前記第１端と前記第２端の間に配置されることを特徴とする請求項１２に記載のロッカーアーム。
  14. カム接触部材は、さらに、滑らかな回転しない表面を含むことを特徴とする請求項１３に記載のロッカーアーム。
  15. カム接触部材は、さらに、スライダーパッドを含むことを特徴とする請求項１３に記載のロッカーアーム。
  16. カム接触部材は、ローラーベアリングを含むことを特徴とする請求項１３に記載のロッカーアーム。
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Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH06229216A (ja) * 1993-02-03 1994-08-16 Unisia Jecs Corp エンジンの弁作動装置
JP2001271620A (ja) * 2000-03-08 2001-10-05 Eaton Corp 内燃機関用バルブ無効化装置組立体
US20100307436A1 (en) * 2009-06-04 2010-12-09 Hyundai Motor Company Variable valve lift apparatus that is equipped with swing arm
JP2012041928A (ja) * 2010-08-13 2012-03-01 Eaton Corp 単一ローブの作動解除ロッカーアーム

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH06229216A (ja) * 1993-02-03 1994-08-16 Unisia Jecs Corp エンジンの弁作動装置
JP2001271620A (ja) * 2000-03-08 2001-10-05 Eaton Corp 内燃機関用バルブ無効化装置組立体
US20100307436A1 (en) * 2009-06-04 2010-12-09 Hyundai Motor Company Variable valve lift apparatus that is equipped with swing arm
JP2012041928A (ja) * 2010-08-13 2012-03-01 Eaton Corp 単一ローブの作動解除ロッカーアーム

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