JP4147568B2

JP4147568B2 - Electromagnetic intake / exhaust system

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Publication number: JP4147568B2
Application number: JP2000048598A
Authority: JP
Inventors: 晃柴田
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2000-02-25
Filing date: 2000-02-25
Publication date: 2008-09-10
Anticipated expiration: 2020-02-25
Also published as: JP2001234718A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関（以下、「内燃機関」をエンジンという）の吸気弁または排気弁を電磁力により駆動する電磁式吸排気装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、エンジンの吸気弁または排気弁を電磁力により駆動する電磁式吸排気装置が知られている。このような電磁式吸排気装置においては、吸気弁または排気弁の開閉タイミングをエンジンの運転条件に応じて吸気または排気が良好に行われるように制御することにより、エンジンの安定性向上、燃費の向上、あるいは排気エミッションを低減することが可能である。
【０００３】
例えばエンジンの低負荷時においては吸入空気量が少ないため、エンジンのシリンダ内に燃焼を悪化させる残留排気ガスが少ないことが望ましい。吸気弁および排気弁の弁部材が同時に開いている期間（オーバーラップ期間）において、吸気側はスロットルによって大気圧よりも低い圧力であり、排気側は大気圧よりも高い圧力であるので、排気ガスが吸気側に吹き返し、燃焼が悪化したり、失火したりする場合がある。このため、通常よりも排気弁の閉じる時期が早く、吸気弁の開く時期が遅いことが要求される。また、吸気弁の閉じる時期を遅くすることにより、ポンピングロスを低減し燃費を向上することができる。したがって、アイドル運転および始動時には、排気弁の閉じる時期が早く、吸気弁の開く時期が遅い基本位相に制御することが望ましい。
【０００４】
また、エンジンの中負荷以上においてはＥＧＲ量を制御し、ポンピングロスの低減を内部ＥＧＲにより行い、燃費の向上と排気エミッションの低減をさせるため、吸気側の開弁時期を早くしたり、排気側の閉弁時期を遅くすることが望ましい。
【０００５】
さらに、エンジンの全負荷においては、大量の空気をエンジンのシリンダ内に入れる必要があるため、低速域においては早く吸気弁を閉じてマニホールドへの逆流を防止し、高速域においては空気の慣性を利用して遅く吸気弁を閉じることが望ましい。また排気側は、排気脈動を最大限利用できる位相に排気弁を制御することが望ましい。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
電磁式吸排気装置は、電子制御装置（ＥＣＵ）からの指示により前述したような吸気側および排気側のバルブタイミングの要求を満たすことができる。しかし、カム駆動式のバルブ駆動装置に比較し、騒音、信頼性、消費電力および製造コスト等において解決すべき課題は多い。
【０００７】
特に、開弁および閉弁するときに弁部材がストッパおよび弁座に衝突するときに発生する音の低減が困難である。電磁式吸排気装置の弁部材の移動速度は、弁部材の質量、弁部材を付勢するスプリングの付勢力、印加電圧の電圧値および印加時期により決定される。印加電圧を制御しないとエンジン回転数に関わらず開閉時における弁部材の往復移動速度は一定であるから、アイドル運転時においても通常運転時と同程度の大きさの音が発生するので、衝突音を騒音と感じるようになる。
【０００８】
そこで、往復移動部材が往復移動方向の両終端に近づく速度を低減するダンパ手段を用いて、開閉弁時における音の発生を低減する電磁式吸排気装置が提案されている。このような電磁式吸排気装置のダンパ手段においては、以下に述べる特徴を有している。
【０００９】
(1) 吸排気弁開閉時における往復移動部材の往復移動方向の両終端に近づく速度を低減する。
(2) 流体圧力を利用したダンパ手段では、吸排気弁開閉時における往復移動部材が往復移動方向の両終端に近づくわずかな距離で作動し、往復移動部材を往復移動方向の両終端で係止するときに速度エネルギを吸収する区間と、流体圧力によるダンパ力と外力が釣り合う速度一定区間とが生じる。
(3) 上記(2)の速度一定区間中に往復移動部材を往復移動方向の両終端で係止することにより、係止速度を一定にする。
【００１０】
しかしながら、上記従来の電磁式吸排気装置においては、ダンパ手段の構造についての提案はされているものの、エンジンの運転領域全域に対するダンパ手段のダンパ作用については考慮されていなかった。特に、エンジンの運転領域全域でダンパ手段のダンパ作用が発現すると、高速域で吸排気弁が全閉、全開になる前に次の動作に移る時間となり不都合が生じる場合があった。ダンパ手段の作動流体が流れる通路内にオリフィスを設けることで往復移動部材の戻り時間を制限することも考えられるが、高速域でダンパ作用を効かしたい場合があり、吸排気弁の制御が不十分であった。
【００１１】
本発明は、このような問題を解決するためになされたものであり、吸排気弁開閉時における音の発生を低減するとともに、吸排気弁の制御を良好にする電磁式吸排気装置を提供することを目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
本発明の請求項１記載の電磁式吸排気装置によると、吸排気弁部材が往復移動するとき、往復移動の両終端に向かう吸排気弁部材の速度を低減するダンパ手段は、排気開弁側のダンパ作用の特性が排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のダンパ作用の特性と異なっている。このため、吸排気弁開閉時における音の発生を低減するとともに、吸気弁または排気弁の開閉タイミングをエンジンの運転条件に応じて吸気または排気が良好に行われるように制御することができ、エンジンの安定性向上、燃費の向上、あるいは排気エミッションを低減することができる。
【００１３】
また、本発明の請求項１記載の電磁式吸排気装置によると、ダンパ手段は、排気開弁側のダンパ作用時のダンパ力が排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のダンパ作用時のダンパ力よりも大きいので、排気筒内残圧があるときのダンパ作用時当初の大きい速度による衝撃にダンパ手段が耐えることができる。したがって、排気開弁時における音の発生を確実に低減することができる。
【００１４】
また、本発明の請求項１記載の電磁式吸排気装置によると、吸排気弁部材が往復移動方向の両終端に近づくとき、吸排気弁部材とともに可動部材が移動することにより作動流体が流体抵抗通路を流れる。したがって、吸排気弁部材が往復移動方向の両終端に近づく速度が低減されるので、吸排気弁部材を往復移動方向の両終端で係止するときに発生する音を低減することができる。
【００１５】
さらに、作動流体が密封容器に密封されているので、ダンパ手段に作動流体を供給、ならびにダンパ手段から作動流体を排出する必要がない。したがって、ダンパ手段をモジュール化できるので、ダンパ手段の取付けが容易である。
【００１６】
さらにまた、流体抵抗手段は、排気開弁側の流体抵抗通路の間隙が排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側の流体抵抗通路の間隙よりも小さいので、排気開弁時における音の発生を確実に低減することができる。
【００１７】
また、本発明の請求項１記載の電磁式吸排気装置によると、可動部材は、排気開弁側の移動開始位置が排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側の移動開始位置よりも全開位置から遠いので、排気開弁時における音の発生を確実に低減することができる。
【００１８】
本発明の請求項２記載の電磁式吸排気装置によると、吸排気弁部材は、エンジンの回転速度が大きい場合に全開位置まで開弁しないことを許容する。ダンパ手段が働いて排気弁が全開しなくなる量は全バルブリフトの０．５％未満であるため、エンジンの性能をほとんど低下させることなく、排気開弁時における音の発生を低減することができる。
【００１９】
本発明の請求項３記載の電磁式吸排気装置によると、吸排気弁部材が往復移動するとき、往復移動の両終端に向かう吸排気弁部材の速度を低減するダンパ手段は、吸気閉弁側のダンパ作用の特性が吸気開弁側、排気閉弁側または排気開弁側のダンパ作用の特性と異なっている。このため、吸排気弁開閉時における音の発生を低減するとともに、吸気弁または排気弁の開閉タイミングをエンジンの運転条件に応じて吸気または排気が良好に行われるように制御することができ、エンジンの安定性向上、燃費の向上、あるいは排気エミッションを低減することができる。
【００２０】
本発明の請求項４記載の電磁式吸排気装置によると、ダンパ手段は、エンジンの所定回転速度以上において吸気閉弁側のダンパ作用が発現しないように設定されている。このため、エンジン高回転時において吸気弁を早く閉じることができ、エンジンの圧縮行程移行時に混合気を速やかに圧縮することができる。
【００２１】
本発明の請求項５記載の電磁式吸排気装置によると、吸排気弁部材が往復移動方向の両終端に近づくとき、吸排気弁部材とともに可動部材が移動することにより作動流体が流体抵抗通路を流れる。したがって、吸排気弁部材が往復移動方向の両終端に近づく速度が低減されるので、吸排気弁部材を往復移動方向の両終端で係止するときに発生する音を低減することができる。
【００２２】
さらに、作動流体が密封容器に密封されているので、ダンパ手段に作動流体を供給、ならびにダンパ手段から作動流体を排出する必要がない。したがって、ダンパ手段をモジュール化できるので、ダンパ手段の取付けが容易である。
【００２３】
さらにまた、可動部材とともにピストンが一方向に移動した後、ピストンは可動部材とともに反対方向に移動しない。付勢手段の付勢力により反対方向にピストンが付勢され、ピストンにより仕切られる流体室に発生する差圧により一方向オリフィス部材を作動流体が流れることによりピストンは元の位置に戻ろうとする。戻るときの速度は、作動流体の温度が同じであれば一方向オリフィスの流路面積および流路長により決定される。したがって、一方向オリフィスの流路面積および流路長を調整することにより、所望の速度でピストンを戻すことができる。ピストンの戻り速度が一定であれば、ピストンが戻る位置はピストンが戻り始め再び可動部材とともに一方向に移動を開始するまでの時間により決定される。この時間は往復移動部材および可動部材の往復移動速度により増減する。したがって、一方向オリフィスの流路面積および流路長を調整することにより、吸排気弁部材および可動部材の往復移動速度に応じ所望の位置にピストンを戻すことができる。
【００２４】
本発明の請求項６記載の電磁式吸排気装置によると、ダンパ手段は、ピストンの移動速度が一定となる領域が確保されるように、ダンパ作用が発現するときのピストンの移動速度が制御される。したがって、印加電圧の印可時期を制御することで、吸排気弁部材の着座速度制御を良好に行うことができる。
【００２５】
本発明の請求項７記載の電磁式吸排気装置によると、吸排気弁部材は、ダンパ手段のダンパ作用が発現するときのピストンの移動速度から制御速度範囲を変更することなく、着座するように制御される。したがって、吸排気弁を良好に制御することができる。
【００２６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を示す実施例を図面に基づいて説明する。
本発明の一実施例による電磁式吸排気装置を図４に示す。本実施例の電磁式吸排気装置１００は、エンジンの吸気弁を電磁力により駆動する電磁式吸排気装置である。図４は、無通電時のバルブボディ１が半開きの状態を示している。また、エンジンの排気弁を電磁力により駆動する電磁式吸排気装置は、図４に示す電磁式吸排気装置１００におけるダンパ手段９０のダンパ作用の特性を変更したものであり、その他の構成は図４に示す電磁式吸排気装置１００と同様であるので、図示することを省略する。
【００２７】
吸気弁部材としてのバルブボディ１は、エンジンの燃焼室２に燃料と空気を供給する吸気口３を所定のタイミングで開閉制御される。バルブボディ１は、エンジンブロック４に形成されるスプリング収容室４０に向けて延長して形成されるステム１１により軸方向上下に移動する。図５に示すように、ステム１１の端部１１ａには、後述するバルブクリアランス調整部材８１の端面８１ｂに当接可能な端面１１ｂと、軸方向に中空な空間を中心部に形成し後述するピン８３が遊嵌合される内壁１１ｃとが形成されている。またバルブボディ１は、軸方向の移動を案内するステムガイド５によりエンジンブロック４に対して摺動自在に保持されている。
【００２８】
スプリング収容室４０内には、第１のスプリング４１および第２のスプリング７１が収容されている。第１のスプリング４１は、圧縮コイルスプリングであって、一方の端部が後述するロアハウジング６３に形成されたスプリング溝６４の内底面６５にスプリング座６６を介して当接し、他方の端部がアッパリテーナ４２に当接している。アッパリテーナ４２は後述するアーマチャシャフト２２の端部１１ａにコッタ４５により固定されているので、第１のスプリング４１はバルブボディ１を弁開方向に付勢している。
【００２９】
第２のスプリング７１は、圧縮コイルスプリングであって、一方の端部がロアリテーナ７２に当接し、他方の端部がスプリング収容室４０の内底面４６に当接している。ロアリテーナ７２はバルブボディ１のステム１１の端部１１ａにコッタ７５により固定されているので、第２のスプリング７１はバルブボディ１を弁閉方向に付勢している。また第２のスプリング７１は、第１のスプリング４１とは巻き方向が逆方向である。ここで、端面が円周方向に回転を規制されないコイルスプリングは伸びにともない、端面同士が巻き方向と反対側に互いに回転し、縮むときには巻き方向に互いに回転することが知られている。このため、向かい合う圧縮コイルスプリングのリテーナー側は、伸縮にともないお互いに反対方向に回転する。本実施例において、例えば第１のスプリング４１を右巻き、第２のスプリング７１を左巻きとする。上述のように、向かい合う圧縮コイルスプリングのリテーナー側は伸縮にともない互いに反対方向に回転するので、例えば第１のスプリング４１が伸びるとき、バルブボディ１側から見てアッパリテーナ４２およびアーマチャシャフト２２は右に回転する方向に回転トルクが伝達される。このとき、互いに押し合っているロアリテーナ７２およびバルブボディ１は、左向きに回転する方向に回転トルクが伝達される。
【００３０】
図５に示すように、距離変更手段８０は、バルブボディ１およびアーマチャシャフト２２に生じる相対回転を利用してバルブボディ１とアーマチャシャフト２２との間の距離を変更するものであって、バルブクリアランス調整部材８１、第３のスプリング８２および隙間ばめのピン８３を有している。
【００３１】
バルブクリアランス調整部材８１は、バルブボディ１とアーマチャシャフト２２との接続部に設けられており、概略中空円筒形状であって、一方の端部にアーマチャシャフト２２のバルブボディ１側の端面２２ｂに接触可能な螺旋状端面８１ａと、アーマチャシャフト２２のバルブボディ１側の端部２２ａに形成される段差部２２ｄに当接可能な段差部８１ｄとを有し、他方の端部にバルブボディ１のアーマチャシャフト２２側、すなわちステム１１の端面１１ｂに当接可能な端面８１ｂを有している。螺旋状端面８１ａのつる巻角をθとすると、θはφ５ｍｍのシャフト１周で１ｍｍ進む程度と小さいので、金属同士の摩擦係数を考慮すると通常の端面押し合いで滑ることはない。またバルブクリアランス調整部材８１は、軸方向に中空の空間を中心部に形成する内壁８１ｃを有しており、この内壁８１ｃにピン８３が遊嵌合している。
【００３２】
第３のスプリング８２は、ねじりコイルスプリングであって、一方の端部がアーマチャシャフト２２に固定され、他方の端部がバルブクリアランス調整部材８１に固定されている。第３のスプリング８２は、段差部８１ｄが段差部２２ｄから離間する方向にバルブクリアランス調整部材８１を付勢している。すなわち第３のスプリング８２は、アーマチャシャフト２２とバルブクリアランス調整部材８１とを含めた見かけのシャフト長さが長くなる方向にバルブクリアランス調整部材８１を付勢している。また、第３のスプリング８２の付勢力は、第１および第２のスプリング４１および７１の付勢力に比べて無視できる程度に小さく設定されている。
【００３３】
ピン８３は、後述するアーマチャシャフト２２の内壁２２ｃ、ステム１１の内壁１１ｃおよびバルブクリアランス調整部材８１の内壁に遊嵌合している。したがってピン８３は、バルブボディ１のステム１１およびアーマチャシャフト２２の軸の傾きを防止して摺動抵抗を低減することができ、バルブボディ１およびアーマチャシャフト２２の往復運動による摩擦損失および消費電力を低減し、安定した作動を得ることができる。
【００３４】
ハウジング６０は、概略円筒形状のアッパハウジング６１と、概略円筒形状のミドルハウジング６２と、概略円筒形状のロアハウジング６３とからなり、スプリング収容室４０を形成するエンジンブロック４の内壁に嵌め込まれ固定されている。ハウジング６０内には、アーマチャ２０と、アッパコア３０と、ロアコア５０と、ダンパ手段９０と、支持腕１０１とが収容されている。
【００３５】
アーマチャ２０は、アーマチャ本体２１とアーマチャシャフト２２とから構成される。アーマチャ本体２１は、アッパコア３０とロアコア５０との間に配設され、円板状の鉄等の磁性材からなる。
【００３６】
アーマチャシャフト２２は、一方の端部がアーマチャ本体２１の略中心部に嵌め込まれて後述する接続部材１０２を介して支持腕１０１に接合されており、他方の端部２２ａが距離変更手段８０を介してバルブボディ１のステム１１の端部１１ａに接続されている。
【００３７】
アーマチャシャフト２２のバルブボディ１側の端部２２ａには、バルブクリアランス調整部材８１の螺旋状端面８１ａに接触可能な端面２２ｂと、バルブクリアランス調整部材８１の段差部８１ｄに当接可能な段差部２２ｄと、軸方向に中空の空間を中心部に形成しピン８３が遊嵌合される内壁２２ｃとが形成されている。端面２２ｂおよび段差部２２ｄは、端面２２ｂが螺旋状端面８１ａに密着して螺旋状端面８１ａとの間に滑りが生じるように、螺旋状端面８１ａおよび段差部８１ｄに対応した形状となっている。
【００３８】
アッパコア３０は、アッパハウジング６１に収容されており、鉄等の磁性材により形成されている。アッパコア３０の内部にアッパコイル３１が巻回されている。アッパコイル３１は通電されると、アッパコア３０がアーマチャ本体２１を吸引して弁閉方向にアーマチャ２０およびバルブボディ１を移動させる電磁力を発生する。
【００３９】
ロアコア５０は、ロアハウジング６３に収容されており、アーマチャ本体２１を挟んでアッパコア３０に対向して配設されている。ロアコア５０は鉄等の磁性材により形成されている。ロアコア５０の内部にロアコイル５１が巻回されている。ロアコイル５１は通電されると、ロアコア５０がアーマチャ本体２１を吸引して弁開方向にアーマチャ２０およびバルブボディ１を移動させる電磁力を発生する。
【００４０】
アッパコア３０とロアコア５０との間にはミドルハウジング６２が配設されており、ミドルハウジング６２の厚みにより、アーマチャ２０の移動量が規制される。ここで、アーマチャ２０と、アッパコア３０と、アッパコイル３１と、ロアコア５０と、ロアコイル５１とは、電磁駆動部を構成している。
【００４１】
ダンパ手段９０は、アーマチャ本体２１がアッパコア３０あるいはロアコア５０に着座する直前にダンパ機能を発揮するものである。Ｃ字状に形成された環状部材９７および９８はアーマチャシャフト２２の軸方向に所定間隔をおいて嵌合している。
【００４２】
円筒状に形成されたハウジング９１の外周壁に雄ねじ９１ａが形成されており、ハウジング９１は図示しない支持部材とねじ結合している。外輪９２は、上側部材１１３および下側部材１１４で形成されており、ハウジング９１の内周壁に固定されている。内輪９３は、上側部材１１６および下側部材１１７で形成されている。上側部材１１３と上側部材１１６との間に可動輪１２２が配設されている。ゴム材で形成された可動膜９４は上側部材１１３と上側部材１１６と可動輪１２２とにそれぞれ焼き付けられている。下側部材１１４と下側部材１１７との間に可動輪１２３が配置されている。ゴム材で形成された可動膜９５は下側部材１１４と下側部材１１７と可動輪１２３とそれぞれに焼き付けられている。外輪９２、内輪９３および可動膜９４、９５は密封容器を構成しており、この密封容器内に作動油が充填されている。
【００４３】
可動筒９６は、筒部１３１、下側フランジ部１３２、上側フランジ部１３５を有している。筒部１３１の軸方向ほぼ中央部に中心に向けて環状突部９９が形成されている。上側フランジ部１３５が可動輪１２２に、下側フランジ部１３２が可動輪１２３に当接するように、下側フランジ部１３２と反対側の筒部１３１の外周に上側フランジ部１３５がねじ結合している。前述した可動膜９４、９５、可動輪１２２、１２３、可動筒９６は可動部材を構成している。
【００４４】
双方向オリフィス部材１４０の外周壁および内周壁はそれぞれ外輪９２および内輪９３に嵌合しており、可動膜９４と可動膜９５との間に収容されている。流体抵抗通路としての双方向オリフィス１４１は双方向オリフィス部材１４０をアーマチャシャフト２２の移動方向に貫通して形成されており、第１作動油室１６０と第２作動油室１６１とを連通している。さらに双方向オリフィス部材１４０には、それぞれアーマチャシャフト２２が往復移動する方向に向けて開口する凹部１４２が形成されている。双方向オリフィス１４１は径方向反対側に計２個、凹部１４２はアーマチャシャフト２２が往復移動する各方向に向けて交互に開口し計６個形成されている。双方向オリフィス１４１と後述する摺動クリアランス１６３とを作動油が流れるときに生じるダンパ力がアーマチャシャフト２２の軸上に働くように、双方向オリフィス１４１および摺動クリアランス１６３は形成されている。Ｃ字状のストッパ１４５、１４６は双方向オリフィス部材１４０の軸方向両端部にそれぞれ嵌合している。ストッパ１４５、１４６はスプリング１５５の付勢力によるピストン１５０の移動を規制する。
【００４５】
ピストン１５０は、有底円筒状に形成されており、シリンダとしての凹部１４２に往復移動可能に支持されている。ピストン１５０の底部に貫通孔１５２が形成されている。スプリング１５５は、凹部１４２の内周底部に一端を当接し、長板状のスプリング座１５６に他端を当接している。スプリング座１５６に断面コ字状の板ばね１５７が接合されている。スプリング１５５がスプリング座１５６を付勢すると、逆止弁部材としての円板１５８は板ばね１５７によりピストン１５０の底部に向け付勢される。円板１５８がピストン１５０の底部に密着した状態において、貫通孔１５２および一方向オリフィス１５１は閉塞される。樹脂材で形成された一方向オリフィス部材１５９は貫通孔１５２に収容されている。一方向オリフィス部材１５９には、外周から中央部に向け矩形の一方向オリフィス１５１が形成されている。
【００４６】
アーマチャシャフト２２の反バルブボディ側の端部には支持腕１０１と接続部材１０２とが設けられている。支持腕１０１は、板バネ等の弾性部材からなり、一方の端部がアッパハウジング６１の反エンジンブロック側の端部に固定され、他方の端部が接続部材１０２に固定されている。支持腕１０１は、アーマチャシャフト２２の中心軸に対し点対称に設けられている。また、第１および第２のスプリング４１および７１の付勢力は、支持腕１０１の変形方向反転に伴う変形力のヒステリシスに比べて大きく設定されているので、支持腕１０１の変形力のヒステリシスは無視できる程度に小さい。したがって、支持腕１０１の変形力のヒステリシスは、従来の滑り軸受けのクーロン摩擦のヒステリシスよりも小さい。また、支持腕１０１のアッパハウジング６１との取付部近傍には図示しないリフトセンサが設けられており、例えば歪ゲージ等のように、支持腕１０１の弾性変形量に基づいてアーマチャシャフト２２の移動量を検出することができる。支持腕１０１にリフトセンサを配置することで、リフトセンサの特別な設置場所を確保しなくてよい。
【００４７】
接続部材１０２は、アーマチャシャフト２２と支持腕１０１とを接続しており、例えばアーマチャシャフト２２に形成される図示しない円周溝に嵌合すること等により、アーマチャシャフト２２の軸中心の回転を許容し、アーマチャシャフト２２の支持腕１０１に対する軸方向の移動を規制している。このため、アーマチャシャフト２２の軸方向のがたつきを防止し、作動の安定性を高めることができる。
【００４８】
上記構成のバルブ駆動装置１００において、アッパコイル３１およびロアコイル５１に無通電時、アーマチャ本体２１がアッパコア３０とロアコア５０との略中間位置になるように、第１のスプリング４１および第２のスプリング７１のセット荷重が調整されている。このとき、バルブボディ１は、図４に示すように半開きの状態にある。そして、エンジン動作中は、アッパコイル３１とロアコイル５１とが交互に通電されて弁閉状態と弁開状態とを繰返す。
【００４９】
バルブ駆動装置１００は、アーマチャ２０の上下方向の動き一対がバルブの閉開の動きに対応しており、上述のバルブボディ１とアーマチャシャフト２２との間の距離変化から、バルブ駆動装置１００の作動にともない、バルブボディ１とアーマチャシャフト２２と間の距離が常に短くなる方向に動こうとする。
【００５０】
バルブクリアランス調整部材８１は、アーマチャシャフト２２に対して相対的な動きが可能であるように取り付けられているので、バルブボディ１とアーマチャシャフト２２とが第１および第２のスプリング４１および７１のサージにより相対的な回転を起こした場合にも、相対的な回転後の位置で上述のように、バルブボディ１とアーマチャシャフト２２との間の距離が短くなる作用、およびバルブクリアランスがある場合（プラス）にバルブクリアランス調整部材８１が回転してバルブクリアランスを塞ぐ作用は変わらず働く。したがって、バルブクリアランス調整部材８１はバルブクリアランスがゼロの点を安定点として、相対的に回転し、ゼロラッシュアジャスタとして働く。すなわち、距離変更手段８０は、バルブクリアランスをゼロにするラッシュアジャスタを構成している。
【００５１】
また、エンジンブロック４、ハウジング６０、バルブボディ１およびアーマチャシャフト２２の熱膨張差によって生じるバルブクリアランスの増加は、エンジン停止後の降温によって元に戻る。この現象は距離変更手段８０において、次回冷間始動時にマイナスのバルブクリアランスをもつのに相当する。このマイナスのバルブクリアランスを解消するため、エンジン停止後の冷間始動時におけるアッパコア３０またはロアコア５０がアーマチャ本体２１を吸着するまでの期間を、例えば共振励起吸着の共振周波数を少し外すこと等により、エンジンの常温時よりも長くする。すなわち、冷間始動時の共振励起振動をエンジンの常温始動時よりも長期間実行することで、上記の降温によるマイナスのバルブクリアランスを解消することができる。
【００５２】
次に、ダンパ手段９０の作動について説明する。
(1) 弁開時、アーマチャシャフト２２が図３の下方に移動すると、環状部材９７が環状突部９９に衝突する。そして、アーマチャシャフト２２とともに可動筒９６が図３の下方に移動する。すると、可動輪１２２および可動膜９４が図３の下方に移動し、第１作動油室１６０の容積が減少する。また、可動輪１２３および可動膜９５が図３の下方に移動し、第２作動油室１６１の容積が増加する。作動油は、第１作動油室１６０から双方向オリフィス１４１を通り第２作動油室１６１に移動する。
【００５３】
また、可動筒９６が図３の下方に移動すると、可動輪１２２に当接しているピストン１５０が図３の下方に移動し、ピストン室１６２の容積が減少する。ピストン室１６２内の作動油は、凹部１４２とピストン１５０との間に形成された流体抵抗通路としての摺動クリアランス１６３を通り第１作動油室１６０に移動する。
【００５４】
このように、アーマチャシャフト２２とともに可動筒９６が図３の下方に移動するとき、作動油が双方向オリフィス１４１および摺動クリアランス１６３を流れ可動筒９６がダンパ力を受けるので、アーマチャシャフト２２および可動筒９６の移動速度が低下する。
【００５５】
(2) また弁閉時、図３の上方にアーマチャシャフト２２が移動すると、図３に示すピストン１５０と反対方向に開口するピストン１５０と凹部１４２との間に形成された摺動クリアランス１６３および双方向オリフィス１４１を作動油が流れ可動筒９６がダンパ力を受けるので、図３の上方に移動するアーマチャシャフト２２および可動筒９６の移動速度が低下する。このとき、アーマチャシャフト２２および可動輪１２２とともに図３の下方に移動していたピストン１５０がスプリング１５５の付勢力により図３の上方に付勢されることにより、第１作動油室１６０の圧力がピストン室１６２の圧力よりも高くなるので、円板１５８はピストン１５０の底部から離れる。そして、一方向オリフィス１５１を通り第１作動油室１６０からピストン室１６２に作動油が流れることにより、ピストン１５０は図３の上方に戻る。ここで、ダンパ手段９０はエンジンの吸気弁のダンパ手段に用いられるので、アーマチャシャフト２２のダンパ手段９０による終端までの移動時間は、エンジン回転速度によらず一定である。このことは、エンジン回転速度が大きい運転領域では、弁開角度または弁閉角度が長くなることに相当し望ましくない。これを避けるため、エンジン高回転時においてピストン１５０の戻り位置がストッパ１４５、１４６に係止される手前になるようにする。一方向オリフィス１５１の径を選定し、例えばエンジン回転速度が２０００ｒｐｍ以上ではストッパ１４５、１４６に係止される位置まで戻らないようにすることができる。
【００５６】
また、アーマチャシャフト２２の移動速度を低減するダンパ手段９０の減衰特性は双方向オリフィス１４１の径および長さ、摺動クリアランス１６３のクリアランスおよび長さ、可動筒９６のストローク長、ならびに作動油の粘度等により決定される。したがって、エンジンの排気弁を電磁力により駆動する電磁式吸排気装置のダンパ手段においては、双方向オリフィスの径および長さ、摺動クリアランスのクリアランスおよび長さ、可動筒のストローク長を変更することにより、排気筒内残圧があるときのダンパ作用時当初の大きい速度にダンパ手段が耐えることができるように、排気開弁側のダンパ作用時のダンパ力を排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のダンパ作用時のダンパ力よりも大きく設定することができる。なお、作動油の粘度は温度により増減するので、ダンパ手段の減衰特性は作動油の粘度変化により変動する。したがって、温度変化に伴う作動油の粘度変動に起因する減衰特性の変動を防止するため、熱膨張率の異なる材質で各部材を形成することは可能である。
【００５７】
次に、ダンパ作用時のダンパ力と外力の関係について述べる。
アーマチャの運動方程式およびダンパピストン室圧力は近似的に以下の▲１▼式、▲２▼式および▲３▼式で表すことができる。
ｍ・ｄ²ｘ／ｄｔ²＋ｃ・ｄｘ／ｄｔ＋ｋｘ＝−ＡＰ＋Ｆ_E−Ｆ_f・・・▲１▼
ｄＰ／ｄｔ＝ＫＡ／Ｖ・ｄＸ／ｄｔ−ｄＱ／ｄｔ・・・▲２▼
ｄＱ／ｄｔ＝πｈ³／１２μＬ・（１−（ｅ／ｈ）²）・（Ｐ−Ｐ₀）・・・▲３▼
ｍ：バネマス系質量、ｃ：粘性係数、ｋ：バネ定数、ｘ：アーマチャ変位
Ａ：ダンパピストン面積、Ｐ：ダンパピストン室圧力
ｄＰ／ｄｔ：ダンパピストン室圧力変化率、Ｆ_E：電磁力、Ｆ_f：乾摩擦力
Ｋ：ダンパピストン室内作動油の体積弾性率、Ｖ：ダンパピストン室容積
ｄＱ／ｄｔ：ダンパピストン隙間からの漏れ流量、ｈ：ダンパピストン隙間
μ：ダンパピストン室内作動油の粘性、Ｌ：ダンパピストンシール長さ
ｅ：離心量、Ｐ₀：大気圧
ここで、▲２▼式および▲３▼式はダンパピストン当接後に成立する。
【００５８】
上記の▲１▼式、▲２▼式および▲３▼式を用いてダンパ手段を備えた電磁式吸排気装置のシミュレーションを構築することができる。
ここで、図２に示すシミュレーション結果を用いて、ダンパ作用時にアーマチャが着座するときのリフト量、アーマチャ速度、ダンパピストン室圧力について説明する。図２には、ダンパピストン当たり始め速度０．６ｍ／ｓおよび０．２ｍ／ｓについて示した。バルブボディが開位置に保たれている状態からシミュレーションは開始される。このとき、バルブボディを開位置に保っているホールド電流をオフにすると、アーマチャとロアコアに発生していた渦電流の消滅とともに電磁力が減衰し、バネマス系の減衰運動が始まる。アーマチャが中立位置を過ぎた頃にバルブボディを閉位置に引きつけるための電磁力を発生すべく、アッパコイルに電圧を印加する。印加電圧により生じたキャッチ電流、キャッチ電磁力によりアーマチャはリフトしてバネマス系の減衰運動軌跡より大きく変位し、バネマス系はアッパコアに衝突する速度までエネルギが増加する。この増加エネルギを正確に制御し数ｃｍ／ｓの速度で失敗なく着座させるのがオール電子制御である。また、大きめの速度でダンパ手段に衝突させ、ダンパ手段のエネルギ吸収力を用いて数ｃｍ／ｓの速度で失敗なく着座させるのがダンパ制御である。
【００５９】
図２に示すシミュレーション結果から以下のことがいえる。
ａ．ダンパピストン当たり始め速度が大きいほど、速度エネルギ吸収区間に要するダンパストロークが長くなり、一定速度ストロークが短くなる。
ｂ．ダンパピストン当たり始め速度が大きいほど、ホールド電流をオフにした時点から着座するまでの時間が短くなる。
ｃ．ダンパ手段による速度制御が効かなくなるエンジン回転速度は、速度エネルギ吸収区間中に着座する回転速度である（当たり始め速度が大きすぎると速度エネルギを吸収する前に着座してしまう）。
【００６０】
さらに、前述の▲１▼式、▲２▼式および▲３▼式と図２に示すシミュレーション結果とから、以下のように考えられる。
図２に示す速度一定区間は、速度エネルギ吸収区間が終了し、▲１▼式で慣性項ｍ・ｄ²ｘ／ｄｔ²が小さくなった後（項ｃ・ｄｘ／ｄｔ、Ｆ_fは無視可能な程度に小さい）、ｋｘ＝−ＡＰ＋Ｆ_Eなる関係で決まるダンパピストン室圧力Ｐが現れる。ｘはダンパ作用が効いている位置では大きく変動しないことからほぼ一定値と考えてよく、Ｐ＝１／Ａ・（ｋｘ−Ｆ_E）となる。ダンパピストン室圧力Ｐは電磁力Ｆ_Eがアーマチャのリフト量ｘのわずかな変位により変化することを受けて徐々に増加している。この圧力Ｐにより、ダンパピストン隙間からの漏れ流量ｄＱ／ｄｔが▲３▼式から決まるので▲２▼式で、ｄＱ／ｄｔ＝０と考えて、
Ｖ＝ｄｘ／ｄｔ
＝Ｖ／ＫＡ・ｄＱ／ｄｔ
＝πＶｈ³／１２μＬＫＡ
となり、
ｄ．アーマチャ移動速度はピストンクリアランスの３乗に比例する。
【００６１】
上記の考察をふまえて、図１について説明する。
まず、ダンパ手段を備えた電磁式吸排気装置のアーマチャ、バルブボディの着座速度目標値は、ダンパ手段を備えていない電磁式吸排気装置のバルブ着座速度と同等以下とする。この目標値に対して以下、その達成手段について述べる。
【００６２】
ダンパ作用の特性を吸気閉弁側、吸気開弁側、排気閉弁側、排気開弁側で異なる設定とする。吸気閉弁側はエンジンの圧縮行程移行時に混合気を速やかに圧縮するため、速度一定区間が必要以上に伸びることがないようにする。このため、吸気閉弁側はエンジンの所定回転速度以上ではダンパ作用が発現しないように、ダンパピストンの戻りを制限する温度補償付きオリフィスを設ける。
【００６３】
排気開弁側のダンパピストン隙間を排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のダンパピストン隙間よりも小さくし、ならびに／または排気開弁側のダンパピストン当たり始め位置を排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のダンパピストン当たり始め位置よりも近くなるようにし（ダンパストロークを大きくし）、排気筒内残圧があるときの大きなダンパピストン当たり始め速度による衝撃に耐えるようにする。ここで、図６に排気筒内残圧がある場合相当の電磁駆動部単体の着座制御結果を示す。図６からわかるように、排気筒内残圧は排気弁をバネ力により開弁させるとき、大きな抵抗となりバネの撓みとして蓄えていた位置エネルギ相当を損失させる。この損失エネルギを電磁力で補いつつ着座速度制御を行うのは非常に困難な課題である。ダンパ手段を備えた電磁式吸排気装置の場合、図６に示すように、大きなダンパピストン当たり始め速度に対し（ダンパストロークはわずかなので、ダンパピストン当たり始め速度も着座速度とほとんど同じ速度になる）、着座速度制御が可能となるようにダンパピストン隙間を小さくする。
【００６４】
排気開弁側のダンパピストン隙間を排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のダンパピストン隙間よりも小さくし、ならびに／または排気開弁側のダンパピストン当たり始め位置を排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のダンパピストン当たり始め位置よりも近くなるようにすることにより、フル開弁までに長期間を要するため、フル開弁しない場合があっても許容する（フル開弁リフトを８ｍｍとしたとき、ダンパストロークは高々１００μｍ程度なので、エンジン性能にはほとんど影響を及ぼさない）。結果として、排気開弁側のアーマチャ着座速度は排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のアーマチャ着座速度よりも小さくなる。
【００６５】
吸気閉弁側において、ダンパ手段による速度制御が効かなくなるエンジンの回転速度は、衝突速度吸収期間中に着座する回転速度であり、ピストンフル戻り回転速度よりも大きい回転速度になる。
【００６６】
図２に示すシミュレーション結果より、速度エネルギ吸収区間の後に速度一定区間があり、この区間中に着座させることでダンパ速度制御を実現することは既に述べた通りである。これは、ダンパピストンが速度エネルギ吸収区間に必要なストローク分だけ戻ってきていれば、ダンパ速度制御が可能であるということであり、短い期間で（大きい回転速度で）実現できる。その場合、エンジンの回転速度はダンパピストン当たり始め速度に依存するので、小さい当たり始め速度にして着座速度制御に移行するようにする。ダンパストロークは高々０．１ｍｍであるので、ダンパピストン当たり始め速度制御と同じ電圧印加時期制御の電圧オン時期で速度エネルギ吸収区間のダンパストロークが残っている区間の着座速度制御を行うことができる。
【００６７】
以上説明した本発明の一実施例においては、吸気閉弁側のダンパ作用の特性が吸気開弁側、排気閉弁側または排気開弁側のダンパ作用の特性と異なっており、排気開弁側のダンパ作用の特性が排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のダンパ作用の特性と異なっている。このため、吸排気弁開閉時における音の発生を低減するとともに、吸気弁または排気弁の開閉タイミングをエンジンの運転条件に応じて吸気または排気が良好に行われるように制御することができ、エンジンの安定性向上、燃費の向上、あるいは排気エミッションを低減することができる。
【００６８】
さらに本実施例においては、排気開弁側のダンパ作用時のダンパ力が排気閉弁側、吸気開弁側または吸気閉弁側のダンパ作用時のダンパ力よりも大きいので、排気筒内残圧があるときのダンパ作用時当初の大きい速度による衝撃にダンパ手段が耐えることができる。したがって、排気開弁時における音の発生を確実に低減することができる。
【００６９】
さらにまた、本実施例においては、エンジンの所定回転速度以上において吸気閉弁側のダンパ作用が発現しないように設定されている。このため、エンジン高回転時において吸気弁を早く閉じることができ、エンジンの圧縮行程移行時に混合気を速やかに圧縮することができる。
【００７０】
さらにまた、本実施例においては、ピストン１５０の移動速度が一定となる領域が確保されるように、ダンパ作用が発現するときのピストン１５０の移動速度が制御される。したがって、印加電圧の印可時期を制御することで、バルブボディ１の着座速度制御を良好に行うことができる。
【００７１】
さらにまた、本実施例においては、ダンパ手段９０のダンパ作用が発現するときのピストン１５０の移動速度から制御速度範囲を変更することなく、バルブボディ１が着座するように制御される。したがって、吸気弁を良好に制御することができる。
【００７２】
以上説明した本発明の一実施例では、バルブクリアランス調整部材８１のアーマチャシャフト２２側の端部に螺旋状端面８１ａを形成したが、本発明では、バルブクリアランス調整部材のバルブボディ側の端部に螺旋状端面を形成してもよい。
【００７３】
また本実施例では、ハウジング６０、アーマチャ２０の形状が円形のものについて説明したが、本発明では、ハウジング、アーマチャの形状が矩形であってもよい。
【００７４】
また本実施例では、作動油を充填した密封容器を有するダンパ手段９０を備えた電磁式吸排気装置１００に本発明を適用した例について説明したが、本発明では、ダンパ手段に作動油を供給する手段、ならびにダンパ手段から作動油を排出する手段を備えたダンパ手段を備えた電磁式吸排気装置に適用することは可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例による電磁式吸排気装置のエンジン回転速度と吸排気弁の着座速度との関係を示すシミュレーション図である。
【図２】本発明の一実施例による電磁式吸排気装置の吸排気弁着座時のリフト量、移動速度およびダンパ手段内の流体圧力を示すシミュレーション図である。
【図３】本発明の一実施例による電磁式吸排気装置のダンパ手段を示す縦断面図である。
【図４】本発明の一実施例による電磁式吸排気装置の無通電時の状態を示す縦断面図である。
【図５】本発明の一実施例による電磁式吸排気装置の距離変更手段を示す縦断面図である。
【図６】本発明の一実施例による電磁式吸排気装置の排気開弁側のリフト量、電圧、ダンパ手段内の流体圧力、移動速度および電流を示すデータ図である。
【符号の説明】
１バルブボディ（吸排気弁部材）
１１ステム
２０アーマチャ
２１アーマチャ本体
２２アーマチャシャフト
３０アッパコア
３１アッパコイル
４１第１のスプリング
５０ロアコア
５１ロアコイル
７１第２のスプリング
８０距離変更手段
８１バルブクリアランス調整部材
８２第３のスプリング
８３ピン
９０ダンパ手段
９４、９５可動膜（可動部材、密封容器）
９６可動筒（可動部材）
１００電磁式吸排気装置
１１２外輪（密封容器）
１１５内輪（密封容器）
１２２、１２３可動輪（可動部材、密封容器）
１４０双方向オリフィス部材
１４１双方向オリフィス（流体抵抗通路）
１５０ピストン
１５５スプリング（付勢手段）
１５８円板（逆止弁部材）
１５９一方向オリフィス部材
１５１一方向オリフィス
１６３摺動クリアランンス（流体抵抗通路）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an electromagnetic intake / exhaust device for driving an intake valve or an exhaust valve of an internal combustion engine (hereinafter referred to as an “internal combustion engine”) by electromagnetic force.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, an electromagnetic intake / exhaust device that drives an intake valve or an exhaust valve of an engine with electromagnetic force is known. In such an electromagnetic intake / exhaust device, the opening / closing timing of the intake valve or the exhaust valve is controlled so that the intake or exhaust is satisfactorily performed according to the operating conditions of the engine, thereby improving the stability of the engine and improving the fuel efficiency. It is possible to improve or reduce exhaust emission.
[0003]
For example, since the intake air amount is small when the engine is under a low load, it is desirable that the residual exhaust gas that deteriorates combustion in the engine cylinder is small. Since the intake side is at a pressure lower than the atmospheric pressure by the throttle and the exhaust side is at a pressure higher than the atmospheric pressure during the period when the valve members of the intake valve and the exhaust valve are simultaneously open (overlap period), the exhaust gas May blow back to the intake side, causing combustion to worsen or misfire. For this reason, it is required that the timing of closing the exhaust valve is earlier than usual and the timing of opening the intake valve is later. Further, by delaying the closing timing of the intake valve, the pumping loss can be reduced and the fuel consumption can be improved. Therefore, during idle operation and start-up, it is desirable to control the basic phase so that the exhaust valve closes early and the intake valve opens late.
[0004]
In addition, the EGR amount is controlled at medium engine loads and higher, and the pumping loss is reduced by internal EGR, improving fuel efficiency and reducing exhaust emissions. It is desirable to delay the valve closing timing.
[0005]
Furthermore, since it is necessary to put a large amount of air into the engine cylinder at the full load of the engine, the intake valve is closed early in the low speed range to prevent backflow to the manifold, and the inertia of the air is increased in the high speed range. It is desirable to use and close the intake valve late. Further, on the exhaust side, it is desirable to control the exhaust valve so that the exhaust pulsation can be utilized to the maximum.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
The electromagnetic intake / exhaust device can satisfy the requirements of the intake side and exhaust side valve timings as described above by an instruction from an electronic control unit (ECU). However, there are many problems to be solved in terms of noise, reliability, power consumption, manufacturing cost, and the like as compared with a cam-driven valve driving device.
[0007]
In particular, it is difficult to reduce noise generated when the valve member collides with the stopper and the valve seat when the valve is opened and closed. The moving speed of the valve member of the electromagnetic intake / exhaust device is determined by the mass of the valve member, the urging force of the spring that urges the valve member, the voltage value of the applied voltage, and the application timing. If the applied voltage is not controlled, the reciprocating speed of the valve member during opening and closing is constant regardless of the engine speed, so a noise of the same magnitude as during normal operation is generated even during idle operation. You will feel noise.
[0008]
In view of this, an electromagnetic intake / exhaust device has been proposed that uses a damper means that reduces the speed at which the reciprocating member approaches both ends in the reciprocating direction, thereby reducing the generation of sound during the on-off valve. The damper means of such an electromagnetic intake / exhaust device has the following characteristics.
[0009]
(1) Reduce the speed of the reciprocating member approaching both ends in the reciprocating direction when opening and closing the intake / exhaust valve.
(2) In the damper means using fluid pressure, the reciprocating member when the intake / exhaust valve is opened / closed operates at a slight distance approaching both ends of the reciprocating direction, and the reciprocating member is locked at both ends of the reciprocating direction. In this case, a section for absorbing the speed energy and a constant speed section in which the damper force due to the fluid pressure and the external force are balanced are generated.
(3) The locking speed is fixed by locking the reciprocating member at both ends in the reciprocating direction during the constant speed section of (2) above.
[0010]
However, in the conventional electromagnetic intake / exhaust device, although the structure of the damper means has been proposed, the damper action of the damper means over the entire operation region of the engine has not been considered. In particular, when the damper action of the damper means is developed over the entire engine operating region, it may be inconvenient because it takes time to move to the next operation before the intake and exhaust valves are fully closed and fully opened in the high speed region. Although it may be possible to limit the return time of the reciprocating member by providing an orifice in the passage where the working fluid of the damper means flows, there is a case where the damper action may be effective at a high speed range, and the intake / exhaust valve control is insufficient. Met.
[0011]
The present invention has been made to solve such a problem, and provides an electromagnetic intake / exhaust device that reduces the generation of noise when the intake / exhaust valve is opened and closed, and that improves the control of the intake / exhaust valve. For the purpose.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
According to the electromagnetic intake / exhaust device of the first aspect of the present invention, when the intake / exhaust valve member reciprocates, the damper means for reducing the speed of the intake / exhaust valve member toward both ends of the reciprocation is provided on the exhaust valve opening side. The characteristic of the damper action is different from the characteristic of the damper action on the exhaust valve closing side, intake valve opening side or intake valve closing side. Therefore, it is possible to reduce the generation of noise when the intake and exhaust valves are opened and closed, and to control the opening and closing timing of the intake valves or exhaust valves so that intake or exhaust is satisfactorily performed according to engine operating conditions. It is possible to improve the stability of the engine, improve the fuel consumption, or reduce the exhaust emission.
[0013]
  Also,Claims of the invention1According to the described electromagnetic intake / exhaust device, the damper means has a larger damper force during the damper operation on the exhaust valve opening side than the damper force during the damper operation on the exhaust valve closing side, the intake valve opening side or the intake valve closing side Therefore, the damper means can withstand an impact caused by a large initial speed when the damper is operated when there is a residual pressure in the exhaust cylinder. Therefore, it is possible to reliably reduce the generation of sound when the exhaust valve is opened.
[0014]
  Also,Claims of the invention1According to the electromagnetic intake / exhaust device described, when the intake / exhaust valve member approaches both ends in the reciprocating direction, the movable member moves together with the intake / exhaust valve member, so that the working fluid flows through the fluid resistance passage. Therefore, since the speed at which the intake / exhaust valve member approaches the both ends in the reciprocating direction is reduced, it is possible to reduce the noise generated when the intake / exhaust valve member is locked at both ends in the reciprocating direction.
[0015]
Further, since the working fluid is sealed in the sealed container, it is not necessary to supply the working fluid to the damper means and to discharge the working fluid from the damper means. Therefore, since the damper means can be modularized, it is easy to attach the damper means.
[0016]
Furthermore, the fluid resistance means has a smaller gap in the fluid resistance passage on the exhaust valve opening side than the fluid resistance passage on the exhaust valve closing side, the intake valve opening side or the intake valve closing side. Can be reliably reduced.
[0017]
  Also,Claims of the invention1According to the electromagnetic intake / exhaust device described, the movable member has an exhaust opening position that is farther from the fully open position than the movement start position on the exhaust valve closing side, the intake valve opening side, or the intake valve closing side. The generation of sound when the valve is opened can be reliably reduced.
[0018]
  Claims of the invention2According to the described electromagnetic intake / exhaust device, the intake / exhaust valve member allows the valve not to be opened to the fully open position when the rotational speed of the engine is high. Since the amount of the exhaust valve that does not fully open due to the damper means is less than 0.5% of the total valve lift, it is possible to reduce the generation of sound when the exhaust valve is opened without substantially degrading the engine performance. .
[0019]
  Claims of the invention3According to the described electromagnetic intake / exhaust device, when the intake / exhaust valve member reciprocates, the damper means for reducing the speed of the intake / exhaust valve member toward both ends of the reciprocating movement has a damper action characteristic on the intake valve closing side. This is different from the damper action characteristics on the intake valve opening side, exhaust valve closing side or exhaust valve opening side. Therefore, it is possible to reduce the generation of noise when the intake and exhaust valves are opened and closed, and to control the opening and closing timing of the intake valves or exhaust valves so that intake or exhaust is satisfactorily performed according to engine operating conditions. It is possible to improve the stability of the engine, improve the fuel consumption, or reduce the exhaust emission.
[0020]
  Claims of the invention4According to the described electromagnetic intake / exhaust device, the damper means is set so that the damper action on the intake valve closing side does not appear at a speed higher than the predetermined rotational speed of the engine. For this reason, the intake valve can be closed quickly at the time of high engine rotation, and the air-fuel mixture can be quickly compressed at the time of shifting to the compression stroke of the engine.
[0021]
  Claims of the invention5According to the electromagnetic intake / exhaust device described, when the intake / exhaust valve member approaches both ends in the reciprocating direction, the movable member moves together with the intake / exhaust valve member, so that the working fluid flows through the fluid resistance passage. Therefore, since the speed at which the intake / exhaust valve member approaches the both ends in the reciprocating direction is reduced, it is possible to reduce the noise generated when the intake / exhaust valve member is locked at both ends in the reciprocating direction.
[0022]
Further, since the working fluid is sealed in the sealed container, it is not necessary to supply the working fluid to the damper means and to discharge the working fluid from the damper means. Therefore, since the damper means can be modularized, it is easy to attach the damper means.
[0023]
Furthermore, after the piston moves in one direction together with the movable member, the piston does not move in the opposite direction together with the movable member. The piston is urged in the opposite direction by the urging force of the urging means, and the piston tries to return to the original position when the working fluid flows through the unidirectional orifice member due to the differential pressure generated in the fluid chamber partitioned by the piston. The return speed is determined by the channel area and channel length of the unidirectional orifice if the temperature of the working fluid is the same. Therefore, the piston can be returned at a desired speed by adjusting the channel area and channel length of the unidirectional orifice. If the return speed of the piston is constant, the position where the piston returns is determined by the time until the piston starts returning and starts moving in one direction together with the movable member. This time varies depending on the reciprocating speed of the reciprocating member and the movable member. Therefore, the piston can be returned to a desired position according to the reciprocating speed of the intake / exhaust valve member and the movable member by adjusting the flow channel area and the flow channel length of the unidirectional orifice.
[0024]
  Claims of the invention6According to the described electromagnetic intake / exhaust device, the damper means controls the moving speed of the piston when the damper action is exerted so as to secure a region where the moving speed of the piston is constant. Therefore, the seating speed control of the intake / exhaust valve member can be satisfactorily performed by controlling the application timing of the applied voltage.
[0025]
  Claims of the invention7According to the described electromagnetic intake / exhaust device, the intake / exhaust valve member is controlled to be seated without changing the control speed range from the moving speed of the piston when the damper action of the damper means is exerted. Therefore, the intake / exhaust valve can be controlled well.
[0026]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, examples showing embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 4 shows an electromagnetic intake / exhaust device according to an embodiment of the present invention. The electromagnetic intake / exhaust device 100 according to the present embodiment is an electromagnetic intake / exhaust device that drives an intake valve of an engine with electromagnetic force. FIG. 4 shows a state where the valve body 1 is half-opened when no power is supplied. Further, the electromagnetic intake / exhaust device for driving the exhaust valve of the engine by electromagnetic force is obtained by changing the damper action characteristic of the damper means 90 in the electromagnetic intake / exhaust device 100 shown in FIG. Since this is the same as the electromagnetic intake / exhaust device 100 shown in FIG.
[0027]
The valve body 1 serving as an intake valve member is controlled to open and close an intake port 3 that supplies fuel and air to a combustion chamber 2 of the engine at a predetermined timing. The valve body 1 moves up and down in the axial direction by a stem 11 formed to extend toward a spring accommodating chamber 40 formed in the engine block 4. As shown in FIG. 5, the end portion 11a of the stem 11 is formed with an end surface 11b that can be in contact with an end surface 81b of a valve clearance adjusting member 81, which will be described later, and a pin, which will be described later, formed in the center in a hollow space in the axial direction. An inner wall 11c to which 83 is loosely fitted is formed. The valve body 1 is slidably held with respect to the engine block 4 by a stem guide 5 that guides the movement in the axial direction.
[0028]
A first spring 41 and a second spring 71 are accommodated in the spring accommodating chamber 40. The first spring 41 is a compression coil spring. One end of the first spring 41 abuts an inner bottom surface 65 of a spring groove 64 formed in the lower housing 63, which will be described later, via a spring seat 66, and the other end is It is in contact with the apparator 42. Since the applicator 42 is fixed to an end portion 11a of the armature shaft 22 described later by a cotter 45, the first spring 41 biases the valve body 1 in the valve opening direction.
[0029]
The second spring 71 is a compression coil spring, and has one end abutting against the lower retainer 72 and the other end abutting against the inner bottom surface 46 of the spring accommodating chamber 40. Since the lower retainer 72 is fixed to the end 11a of the stem 11 of the valve body 1 by the cotter 75, the second spring 71 urges the valve body 1 in the valve closing direction. The second spring 71 has a winding direction opposite to that of the first spring 41. Here, it is known that the end surfaces of the coil springs whose rotation is not restricted in the circumferential direction rotate with each other in the direction opposite to the winding direction as they extend, and rotate in the winding direction when contracted. For this reason, the retainer sides of the compression coil springs facing each other rotate in opposite directions with expansion and contraction. In the present embodiment, for example, the first spring 41 is clockwise and the second spring 71 is left-handed. As described above, the retainer sides of the compression coil springs facing each other rotate in opposite directions with expansion and contraction. Therefore, for example, when the first spring 41 is extended, the applicator 42 and the armature shaft 22 are moved to the right when viewed from the valve body 1 side. Rotational torque is transmitted in the direction of rotation. At this time, the rotational torque is transmitted in the direction in which the lower retainer 72 and the valve body 1 that are pressed against each other rotate counterclockwise.
[0030]
As shown in FIG. 5, the distance changing means 80 changes the distance between the valve body 1 and the armature shaft 22 using the relative rotation generated in the valve body 1 and the armature shaft 22, An adjustment member 81, a third spring 82, and a pin 83 with a clearance fit are provided.
[0031]
The valve clearance adjusting member 81 is provided at a connection portion between the valve body 1 and the armature shaft 22 and has a substantially hollow cylindrical shape, and contacts one end of the end surface 22b of the armature shaft 22 on the valve body 1 side. A stepped portion 81d capable of contacting a stepped portion 22d formed on the end portion 22a of the armature shaft 22 on the valve body 1 side, and the armature of the valve body 1 at the other end. The shaft 22 has an end surface 81 b that can come into contact with the end surface 11 b of the stem 11. Assuming that the helical winding angle of the spiral end surface 81a is θ, θ is as small as about 1 mm in one round of the shaft of φ5 mm, so that it does not slip due to normal end surface pressing considering the friction coefficient between metals. The valve clearance adjusting member 81 has an inner wall 81c that forms a hollow space in the center in the axial direction, and a pin 83 is loosely fitted to the inner wall 81c.
[0032]
The third spring 82 is a torsion coil spring, one end of which is fixed to the armature shaft 22 and the other end is fixed to the valve clearance adjusting member 81. The third spring 82 urges the valve clearance adjusting member 81 in a direction in which the stepped portion 81d is separated from the stepped portion 22d. That is, the third spring 82 urges the valve clearance adjusting member 81 in a direction in which the apparent shaft length including the armature shaft 22 and the valve clearance adjusting member 81 becomes longer. Further, the urging force of the third spring 82 is set to be negligible compared to the urging forces of the first and second springs 41 and 71.
[0033]
The pin 83 is loosely fitted to an inner wall 22c of the armature shaft 22, which will be described later, an inner wall 11c of the stem 11, and an inner wall of the valve clearance adjusting member 81. Accordingly, the pin 83 can reduce the sliding resistance by preventing the inclination of the stem 11 of the valve body 1 and the armature shaft 22, and reduces the friction loss and power consumption due to the reciprocating motion of the valve body 1 and the armature shaft 22. It is possible to reduce and obtain a stable operation.
[0034]
The housing 60 includes a substantially cylindrical upper housing 61, a substantially cylindrical middle housing 62, and a substantially cylindrical lower housing 63. The housing 60 is fitted and fixed to the inner wall of the engine block 4 that forms the spring accommodating chamber 40. ing. In the housing 60, the armature 20, the upper core 30, the lower core 50, the damper means 90, and the support arm 101 are accommodated.
[0035]
The armature 20 includes an armature body 21 and an armature shaft 22. The armature body 21 is disposed between the upper core 30 and the lower core 50 and is made of a magnetic material such as a disk-shaped iron.
[0036]
One end portion of the armature shaft 22 is fitted into a substantially central portion of the armature body 21 and joined to the support arm 101 via a connecting member 102 described later, and the other end portion 22a is connected via the distance changing means 80. The valve body 1 is connected to the end 11 a of the stem 11.
[0037]
The end portion 22a of the armature shaft 22 on the valve body 1 side includes an end surface 22b that can contact the spiral end surface 81a of the valve clearance adjusting member 81 and a step portion 22d that can contact the stepped portion 81d of the valve clearance adjusting member 81. And an inner wall 22c in which a hollow space is formed at the center in the axial direction and the pin 83 is loosely fitted. The end surface 22b and the stepped portion 22d have shapes corresponding to the spiral end surface 81a and the stepped portion 81d so that the end surface 22b is in close contact with the spiral end surface 81a and slips between the end surface 22b and the spiral end surface 81a.
[0038]
The upper core 30 is accommodated in the upper housing 61 and is formed of a magnetic material such as iron. An upper coil 31 is wound inside the upper core 30. When the upper coil 31 is energized, the upper core 30 attracts the armature body 21 and generates an electromagnetic force that moves the armature 20 and the valve body 1 in the valve closing direction.
[0039]
The lower core 50 is accommodated in the lower housing 63 and is disposed to face the upper core 30 with the armature body 21 interposed therebetween. The lower core 50 is made of a magnetic material such as iron. A lower coil 51 is wound around the lower core 50. When the lower coil 51 is energized, the lower core 50 attracts the armature body 21 and generates an electromagnetic force that moves the armature 20 and the valve body 1 in the valve opening direction.
[0040]
A middle housing 62 is disposed between the upper core 30 and the lower core 50, and the movement amount of the armature 20 is regulated by the thickness of the middle housing 62. Here, the armature 20, the upper core 30, the upper coil 31, the lower core 50, and the lower coil 51 constitute an electromagnetic drive unit.
[0041]
The damper means 90 exhibits a damper function immediately before the armature body 21 is seated on the upper core 30 or the lower core 50. The annular members 97 and 98 formed in a C shape are fitted with a predetermined interval in the axial direction of the armature shaft 22.
[0042]
A male screw 91a is formed on the outer peripheral wall of the housing 91 formed in a cylindrical shape, and the housing 91 is screwed to a support member (not shown). The outer ring 92 is formed by an upper member 113 and a lower member 114, and is fixed to the inner peripheral wall of the housing 91. The inner ring 93 is formed by an upper member 116 and a lower member 117. A movable wheel 122 is disposed between the upper member 113 and the upper member 116. The movable film 94 formed of a rubber material is baked on the upper member 113, the upper member 116, and the movable wheel 122, respectively. A movable wheel 123 is disposed between the lower member 114 and the lower member 117. The movable film 95 formed of a rubber material is baked on each of the lower member 114, the lower member 117, and the movable wheel 123. The outer ring 92, the inner ring 93 and the movable films 94 and 95 constitute a sealed container, and the sealed container is filled with hydraulic oil.
[0043]
The movable cylinder 96 has a cylinder part 131, a lower flange part 132, and an upper flange part 135. An annular protrusion 99 is formed in the substantially central portion in the axial direction of the cylindrical portion 131 toward the center. The upper flange portion 135 is screwed to the outer periphery of the cylindrical portion 131 opposite to the lower flange portion 132 so that the upper flange portion 135 contacts the movable wheel 122 and the lower flange portion 132 contacts the movable wheel 123. . The movable films 94 and 95, the movable wheels 122 and 123, and the movable cylinder 96 described above constitute a movable member.
[0044]
The outer peripheral wall and the inner peripheral wall of the bidirectional orifice member 140 are fitted to the outer ring 92 and the inner ring 93, respectively, and are accommodated between the movable film 94 and the movable film 95. The bidirectional orifice 141 as a fluid resistance passage is formed to penetrate the bidirectional orifice member 140 in the moving direction of the armature shaft 22, and communicates the first hydraulic oil chamber 160 and the second hydraulic oil chamber 161. . Further, the bidirectional orifice member 140 is formed with a recess 142 that opens in the direction in which the armature shaft 22 reciprocates. Two bidirectional orifices 141 are formed in total on the opposite side in the radial direction, and six recesses 142 are opened alternately in each direction in which the armature shaft 22 reciprocates. The bidirectional orifice 141 and the sliding clearance 163 are formed so that a damper force generated when hydraulic fluid flows through the bidirectional orifice 141 and a sliding clearance 163 described later acts on the axis of the armature shaft 22. The C-shaped stoppers 145 and 146 are fitted to both ends of the bidirectional orifice member 140 in the axial direction. The stoppers 145 and 146 restrict the movement of the piston 150 due to the urging force of the spring 155.
[0045]
The piston 150 is formed in a bottomed cylindrical shape, and is supported by a concave portion 142 as a cylinder so as to be reciprocally movable. A through hole 152 is formed at the bottom of the piston 150. The spring 155 has one end abutting on the inner peripheral bottom of the recess 142 and the other end abutting the long plate-like spring seat 156. A leaf spring 157 having a U-shaped cross section is joined to the spring seat 156. When the spring 155 biases the spring seat 156, the disc 158 as a check valve member is biased toward the bottom of the piston 150 by the plate spring 157. In a state where the disc 158 is in close contact with the bottom of the piston 150, the through hole 152 and the one-way orifice 151 are closed. A one-way orifice member 159 made of a resin material is accommodated in the through hole 152. The unidirectional orifice member 159 is formed with a rectangular unidirectional orifice 151 from the outer periphery toward the center.
[0046]
A support arm 101 and a connecting member 102 are provided at the end of the armature shaft 22 on the side opposite to the valve body. The support arm 101 is made of an elastic member such as a leaf spring. One end of the support arm 101 is fixed to the end of the upper housing 61 on the side opposite to the engine block, and the other end is fixed to the connection member 102. The support arm 101 is provided point-symmetrically with respect to the central axis of the armature shaft 22. Further, since the biasing force of the first and second springs 41 and 71 is set to be larger than the deformation force hysteresis accompanying the reversal of the deformation direction of the support arm 101, the hysteresis of the deformation force of the support arm 101 is ignored. As small as possible. Therefore, the hysteresis of the deformation force of the support arm 101 is smaller than the hysteresis of the Coulomb friction of the conventional sliding bearing. Also, a lift sensor (not shown) is provided in the vicinity of the attachment portion of the support arm 101 to the upper housing 61, and the amount of movement of the armature shaft 22 based on the amount of elastic deformation of the support arm 101, such as a strain gauge, for example. Can be detected. By arranging the lift sensor on the support arm 101, it is not necessary to secure a special installation location of the lift sensor.
[0047]
The connection member 102 connects the armature shaft 22 and the support arm 101, and allows rotation of the axis center of the armature shaft 22 by, for example, fitting into a circumferential groove (not shown) formed in the armature shaft 22. The movement of the armature shaft 22 in the axial direction with respect to the support arm 101 is restricted. For this reason, the shakiness of the armature shaft 22 in the axial direction can be prevented, and the operational stability can be improved.
[0048]
In the valve driving device 100 configured as described above, when the upper coil 31 and the lower coil 51 are not energized, the first spring 41 and the second spring 71 are arranged so that the armature main body 21 is at a substantially intermediate position between the upper core 30 and the lower core 50. The set load is adjusted. At this time, the valve body 1 is in a half-open state as shown in FIG. During engine operation, the upper coil 31 and the lower coil 51 are alternately energized to repeat the valve closed state and the valve open state.
[0049]
In the valve driving device 100, the pair of vertical movements of the armature 20 corresponds to the closing / opening movement of the valve, and the operation of the valve driving device 100 is determined from the change in the distance between the valve body 1 and the armature shaft 22 described above. As a result, the distance between the valve body 1 and the armature shaft 22 tends to move in a direction in which the distance is always shortened.
[0050]
Since the valve clearance adjusting member 81 is attached so as to be able to move relative to the armature shaft 22, the valve body 1 and the armature shaft 22 are surged by the first and second springs 41 and 71. Even when a relative rotation is caused by the above, when there is an action of reducing the distance between the valve body 1 and the armature shaft 22 at the position after the relative rotation and the valve clearance as described above (plus The valve clearance adjusting member 81 rotates to close the valve clearance. Therefore, the valve clearance adjusting member 81 rotates relatively with the valve clearance being zero as a stable point, and functions as a zero lash adjuster. That is, the distance changing means 80 constitutes a lash adjuster that makes the valve clearance zero.
[0051]
Further, the increase in the valve clearance caused by the difference in thermal expansion among the engine block 4, the housing 60, the valve body 1 and the armature shaft 22 is restored to the original temperature after the engine is stopped. This phenomenon is equivalent to having a negative valve clearance in the distance changing means 80 at the next cold start. In order to eliminate this negative valve clearance, the period until the upper core 30 or the lower core 50 adsorbs the armature body 21 at the time of cold start after the engine is stopped, for example, by slightly removing the resonance frequency of the resonance excitation adsorption, etc. Make the engine longer than normal. That is, the negative valve clearance due to the temperature drop can be eliminated by executing the resonance excitation vibration at the cold start for a longer period than at the normal temperature start of the engine.
[0052]
Next, the operation of the damper means 90 will be described.
(1) When the valve is opened, when the armature shaft 22 moves downward in FIG. 3, the annular member 97 collides with the annular protrusion 99. Then, the movable cylinder 96 moves downward in FIG. 3 together with the armature shaft 22. Then, the movable wheel 122 and the movable film 94 move downward in FIG. 3, and the volume of the first hydraulic oil chamber 160 decreases. Further, the movable wheel 123 and the movable film 95 move downward in FIG. 3, and the volume of the second hydraulic oil chamber 161 increases. The hydraulic oil moves from the first hydraulic oil chamber 160 to the second hydraulic oil chamber 161 through the bidirectional orifice 141.
[0053]
Further, when the movable cylinder 96 moves downward in FIG. 3, the piston 150 in contact with the movable wheel 122 moves downward in FIG. 3, and the volume of the piston chamber 162 decreases. The hydraulic oil in the piston chamber 162 moves to the first hydraulic oil chamber 160 through a sliding clearance 163 as a fluid resistance passage formed between the recess 142 and the piston 150.
[0054]
Thus, when the movable cylinder 96 moves downward in FIG. 3 together with the armature shaft 22, the hydraulic oil flows through the bidirectional orifice 141 and the sliding clearance 163, and the movable cylinder 96 receives a damper force. Therefore, the armature shaft 22 and the movable cylinder 96 are movable. The moving speed of the cylinder 96 decreases.
[0055]
(2) When the armature shaft 22 moves upward in FIG. 3 when the valve is closed, the sliding clearance 163 formed between the piston 150 and the concave portion 142 opened in the opposite direction to the piston 150 shown in FIG. Since hydraulic oil flows through the directional orifice 141 and the movable cylinder 96 receives a damper force, the moving speed of the armature shaft 22 and the movable cylinder 96 that move upward in FIG. At this time, the piston 150 that has moved downward in FIG. 3 together with the armature shaft 22 and the movable wheel 122 is urged upward in FIG. 3 by the urging force of the spring 155, whereby the pressure in the first hydraulic oil chamber 160 is increased. Since the pressure is higher than the pressure in the piston chamber 162, the disk 158 moves away from the bottom of the piston 150. Then, when the hydraulic oil flows from the first hydraulic oil chamber 160 to the piston chamber 162 through the one-way orifice 151, the piston 150 returns to the upper side in FIG. Here, since the damper means 90 is used as a damper means for the intake valve of the engine, the movement time of the armature shaft 22 to the end by the damper means 90 is constant regardless of the engine speed. This corresponds to an increase in the valve opening angle or the valve closing angle in an operation region where the engine speed is high, which is not desirable. In order to avoid this, the return position of the piston 150 is positioned before the stoppers 145 and 146 are locked during high engine rotation. The diameter of the unidirectional orifice 151 can be selected so that, for example, when the engine rotation speed is 2000 rpm or higher, the position does not return to the position where it is locked to the stoppers 145 and 146.
[0056]
Further, the damping characteristic of the damper means 90 for reducing the moving speed of the armature shaft 22 includes the diameter and length of the bidirectional orifice 141, the clearance and length of the sliding clearance 163, the stroke length of the movable cylinder 96, and the viscosity of the hydraulic oil. Etc. are determined. Therefore, in the damper means of the electromagnetic intake / exhaust device that drives the engine exhaust valve by electromagnetic force, the diameter and length of the bidirectional orifice, the clearance and length of the sliding clearance, and the stroke length of the movable cylinder are changed. Therefore, the damper force during the damper action on the exhaust valve opening side is adjusted to the exhaust valve closing side and the intake valve opening side so that the damper means can withstand the initial high speed when the damper action is present when there is residual pressure in the exhaust cylinder. Alternatively, it can be set larger than the damper force when the damper is operated on the intake valve closing side. In addition, since the viscosity of hydraulic fluid increases / decreases with temperature, the damping characteristic of the damper means varies depending on the viscosity change of hydraulic fluid. Therefore, it is possible to form each member with a material having a different coefficient of thermal expansion in order to prevent fluctuations in the damping characteristics due to fluctuations in the viscosity of the hydraulic oil accompanying temperature changes.
[0057]
Next, the relationship between the damper force and the external force during the damper action will be described.
The equation of motion of the armature and the pressure of the damper piston chamber can be approximately expressed by the following equations (1), (2) and (3).
m ・ d²x / dt²+ C · dx / dt + kx = −AP + F_E-F_f・・・ ▲ 1 ▼
dP / dt = KA / V · dX / dt−dQ / dt ・・・ ▲ 2 ▼
dQ / dt = πh^Three/ 12μL ・ (1- (e / h)²) ・ (PP₀(3)
m: spring mass system mass, c: viscosity coefficient, k: spring constant, x: armature displacement
A: Damper piston area, P: Damper piston chamber pressure
dP / dt: Damper piston chamber pressure change rate, F_E: Electromagnetic force, F_f: Dry friction force
K: Volumetric elastic modulus of damper piston chamber hydraulic oil, V: Damper piston chamber volume
dQ / dt: leakage flow rate from the damper piston gap, h: damper piston gap
μ: Viscosity of damper piston chamber hydraulic oil, L: Damper piston seal length
e: Eccentricity, P₀:Atmospheric pressure
Here, the formulas (2) and (3) are established after the damper piston abuts.
[0058]
A simulation of the electromagnetic intake / exhaust device provided with the damper means can be constructed using the above formulas (1), (2) and (3).
Here, the lift amount, armature speed, and damper piston chamber pressure when the armature is seated during the damper operation will be described using the simulation results shown in FIG. FIG. 2 shows the initial speed per damper piston of 0.6 m / s and 0.2 m / s. The simulation is started from the state where the valve body is kept in the open position. At this time, when the hold current that keeps the valve body in the open position is turned off, the electromagnetic force is attenuated with the disappearance of the eddy current generated in the armature and the lower core, and the damping motion of the spring mass system starts. When the armature passes the neutral position, a voltage is applied to the upper coil in order to generate an electromagnetic force for attracting the valve body to the closed position. The armature is lifted by the catch current and catch electromagnetic force generated by the applied voltage and displaced more than the damping motion locus of the spring mass system, and the energy of the spring mass system increases to the speed at which it collides with the upper core. It is all electronic control that accurately controls this increased energy and makes it sit without failure at a speed of several cm / s. In addition, the damper control is caused to collide with the damper means at a higher speed and to sit without failure at a speed of several cm / s by using the energy absorbing power of the damper means.
[0059]
The following can be said from the simulation results shown in FIG.
a. The higher the starting speed per damper piston, the longer the damper stroke required for the speed energy absorption section and the shorter the constant speed stroke.
b. The higher the starting speed per damper piston, the shorter the time from when the hold current is turned off until it is seated.
c. The engine speed at which the speed control by the damper means becomes ineffective is the rotational speed at which the engine is seated during the speed energy absorption section (if the starting speed is too high, the engine is seated before absorbing the speed energy).
[0060]
Further, from the above-described equations (1), (2) and (3) and the simulation result shown in FIG.
In the constant speed section shown in FIG. 2, the speed energy absorption section ends, and the inertia term m · d²x / dt²Becomes smaller (term c · dx / dt, F_fIs negligibly small), kx = −AP + F_EThe damper piston chamber pressure P determined by the relationship Since x does not fluctuate greatly at the position where the damper action is effective, it may be considered to be almost constant, and P = 1 / A · (kx−F_E) Damper piston chamber pressure P is electromagnetic force F_EIs gradually increased in response to a change due to a slight displacement of the lift amount x of the armature. Because of this pressure P, the leakage flow rate dQ / dt from the damper piston gap is determined from the equation (3), so in the equation (2), dQ / dt = 0,
V = dx / dt
= V / KA · dQ / dt
= ΠVh^Three/ 12μLKA
And
d. The armature moving speed is proportional to the third power of the piston clearance.
[0061]
Based on the above consideration, FIG. 1 will be described.
First, the seating speed target value of the electromagnetic intake / exhaust device provided with the damper means is set to be equal to or less than the valve seating speed of the electromagnetic intake / exhaust device not provided with the damper means. The means for achieving the target value will be described below.
[0062]
The damper action characteristics are set differently on the intake valve closing side, the intake valve opening side, the exhaust valve closing side, and the exhaust valve opening side. The intake valve closing side quickly compresses the air-fuel mixture at the time of transition to the compression stroke of the engine, so that the constant speed section is not extended more than necessary. For this reason, the intake valve closing side is provided with a temperature-compensated orifice for restricting the return of the damper piston so that the damper action does not appear at a predetermined rotational speed of the engine or higher.
[0063]
The damper piston gap on the exhaust valve opening side is made smaller than the damper piston gap on the exhaust valve closing side, intake valve opening side or intake valve closing side, and / or the start position of the damper valve on the exhaust valve opening side is the exhaust valve closing side In order to withstand the impact caused by the large starting speed per damper piston when there is a residual pressure in the exhaust cylinder, it should be closer to the starting position of the damper piston on the intake valve opening side or the intake valve closing side. To. Here, FIG. 6 shows the seating control result of the electromagnetic drive unit corresponding to the case where there is a residual pressure in the exhaust cylinder. As can be seen from FIG. 6, the exhaust cylinder residual pressure becomes a large resistance when the exhaust valve is opened by the spring force, and the potential energy stored as the spring deflection is lost. It is a very difficult task to control the seating speed while compensating for this loss energy with electromagnetic force. In the case of an electromagnetic intake / exhaust device having a damper means, as shown in FIG. 6, with respect to a large starting speed per damper piston (since the damper stroke is small, the starting speed per damper piston is almost the same as the seating speed). The damper piston clearance is reduced so that the seating speed can be controlled.
[0064]
The damper piston gap on the exhaust valve opening side is made smaller than the damper piston gap on the exhaust valve closing side, intake valve opening side or intake valve closing side, and / or the start position of the damper valve on the exhaust valve opening side is the exhaust valve closing side Because it takes a long time to fully open the valve by making it closer to the starting position of the damper piston on the intake valve opening side or intake valve closing side, even if the valve is not fully open, it is allowed (full When the valve lift is 8 mm, the damper stroke is at most 100 μm, so it has little effect on the engine performance). As a result, the armature seating speed on the exhaust valve opening side is smaller than the armature seating speed on the exhaust valve closing side, the intake valve opening side, or the intake valve closing side.
[0065]
On the intake valve closing side, the rotational speed of the engine at which the speed control by the damper means is not effective is the rotational speed at which the engine is seated during the collision speed absorption period, and is larger than the piston full return rotational speed.
[0066]
From the simulation results shown in FIG. 2, there is a constant speed section after the speed energy absorption section, and as described above, the damper speed control is realized by being seated in this section. This means that the damper speed can be controlled if the damper piston returns by the necessary stroke in the speed energy absorption section, and this can be realized in a short period (at a high rotational speed). In this case, since the rotational speed of the engine depends on the starting speed per damper piston, the seating speed control is shifted to a small starting speed. Since the damper stroke is at most 0.1 mm, it is possible to perform the seating speed control in the section where the damper stroke of the speed energy absorption section remains at the voltage-on timing of the same voltage application timing control as the start speed control per damper piston.
[0067]
In the embodiment of the present invention described above, the damper action characteristic on the intake valve closing side is different from the damper action characteristic on the intake valve opening side, the exhaust valve closing side or the exhaust valve opening side, and the exhaust valve opening side The characteristic of the damper action is different from the characteristic of the damper action on the exhaust valve closing side, intake valve opening side or intake valve closing side. Therefore, it is possible to reduce the generation of noise when the intake and exhaust valves are opened and closed, and to control the opening and closing timing of the intake valves or exhaust valves so that intake or exhaust is satisfactorily performed according to engine operating conditions. It is possible to improve the stability of the engine, improve the fuel consumption, or reduce the exhaust emission.
[0068]
Furthermore, in this embodiment, the damper force at the time of the exhaust valve opening side damper operation is larger than the damper force at the time of exhaust valve closing side, intake valve opening side or intake valve closing side damper operation, so that the exhaust cylinder residual pressure When there is a damper, the damper means can withstand the impact caused by the initial large speed. Therefore, it is possible to reliably reduce the generation of sound when the exhaust valve is opened.
[0069]
Furthermore, in this embodiment, it is set so that the damper action on the intake valve closing side does not appear above the predetermined rotational speed of the engine. For this reason, the intake valve can be closed quickly at the time of high engine rotation, and the air-fuel mixture can be quickly compressed at the time of shifting to the compression stroke of the engine.
[0070]
Furthermore, in this embodiment, the moving speed of the piston 150 when the damper action is exerted is controlled so that a region where the moving speed of the piston 150 is constant is secured. Therefore, the seating speed control of the valve body 1 can be performed satisfactorily by controlling the application time of the applied voltage.
[0071]
Furthermore, in this embodiment, the valve body 1 is controlled to be seated without changing the control speed range from the moving speed of the piston 150 when the damper action of the damper means 90 is manifested. Therefore, the intake valve can be controlled well.
[0072]
In the embodiment of the present invention described above, the spiral end surface 81a is formed at the end of the valve clearance adjusting member 81 on the armature shaft 22 side. However, in the present invention, the end of the valve clearance adjusting member on the valve body side is formed. A spiral end face may be formed.
[0073]
In this embodiment, the housing 60 and the armature 20 have a circular shape. However, in the present invention, the housing and the armature may have a rectangular shape.
[0074]
In the present embodiment, the example in which the present invention is applied to the electromagnetic intake / exhaust device 100 including the damper means 90 having the sealed container filled with the hydraulic oil has been described. However, in the present invention, the hydraulic oil is supplied to the damper means. It is possible to apply the present invention to an electromagnetic intake / exhaust device including damper means including means for discharging and hydraulic oil discharging means from the damper means.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a simulation diagram showing the relationship between the engine speed of an electromagnetic intake / exhaust device according to an embodiment of the present invention and the seating speed of an intake / exhaust valve.
FIG. 2 is a simulation diagram showing a lift amount, a moving speed, and a fluid pressure in a damper means when an intake / exhaust valve is seated in an electromagnetic intake / exhaust device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view showing damper means of an electromagnetic intake / exhaust device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view showing a state of the electromagnetic intake / exhaust device according to one embodiment of the present invention when no power is supplied.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing distance changing means of an electromagnetic intake / exhaust device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a data diagram showing lift amount, voltage, fluid pressure in the damper means, moving speed, and current on the exhaust valve opening side of the electromagnetic intake / exhaust device according to one embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 Valve body (intake / exhaust valve member)
11 stem
20 Armature
21 Armature body
22 Armature shaft
30 Upper core
31 Upper coil
41 First spring
50 lower core
51 Lower coil
71 Second spring
80 Distance change means
81 Valve clearance adjustment member
82 Third spring
83 pins
90 Damper means
94, 95 Movable membrane (movable member, sealed container)
96 Movable cylinder (movable member)
100 Electromagnetic intake / exhaust system
112 Outer ring (sealed container)
115 Inner ring (sealed container)
122, 123 Movable wheels (movable members, sealed containers)
140 Bidirectional Orifice Member
141 Bidirectional orifice (fluid resistance passage)
150 piston
155 Spring (biasing means)
158 Disc (check valve member)
159 Unidirectional orifice member
151 Unidirectional orifice
163 Sliding Clearance (fluid resistance passage)

Claims

An intake and exhaust valve member for intermittently connecting the intake passage or the exhaust passage of the internal combustion engine and the combustion chamber by reciprocating;
An electromagnetic drive unit for driving the intake / exhaust valve member;
Damper means for reducing the speed of the intake and exhaust valve members toward both ends of the reciprocation when the intake and exhaust valve members reciprocate;
The damper means has a damper action characteristic on the exhaust valve opening side that is different from a damper action characteristic on the exhaust valve closing side, the intake valve opening side or the intake valve closing side ,
The damper means is such that the damper force at the time of the damper action on the exhaust valve opening side is larger than the damper force at the time of the damper action on the exhaust valve closing side, the intake valve opening side or the intake valve closing side,
The damper means is
A sealed container that seals the working fluid;
A movable member that moves the working fluid in the sealed container by moving together with the intake / exhaust valve member when the intake / exhaust valve member approaches both ends in the reciprocating direction;
A fluid resistance passage through which the working fluid in the sealed container flows, and fluid resistance means in which the working fluid flows through the fluid resistance passage when the movable member moves together with the reciprocating member.
In the fluid resistance means, the gap of the fluid resistance passage on the exhaust valve opening side is smaller than the gap of the fluid resistance passage on the exhaust valve closing side, intake valve opening side or intake valve closing side,
The electromagnetic intake / exhaust device, wherein the movable member has a movement start position on the exhaust valve opening side that is farther from a fully open position than a movement start position on the exhaust valve closing side, the intake valve opening side, or the intake valve closing side.

The electromagnetic intake / exhaust device according to claim 1, wherein the intake / exhaust valve member allows the valve not to be opened to a fully open position when the rotational speed of the internal combustion engine is high.

An intake and exhaust valve member for intermittently connecting the intake passage or the exhaust passage of the internal combustion engine and the combustion chamber by reciprocating;
An electromagnetic drive unit for driving the intake / exhaust valve member;
Damper means for reducing the speed of the intake and exhaust valve members toward both ends of the reciprocation when the intake and exhaust valve members reciprocate;
The damper means is characterized in that the damper action characteristic on the intake valve closing side is different from the damper action characteristic on the intake valve opening side, exhaust valve closing side or exhaust valve opening side.

4. The electromagnetic intake / exhaust device according to claim 3, wherein the damper means is set such that a damper action on the intake valve closing side does not appear at a predetermined rotational speed or more of the internal combustion engine.

The damper means is
A sealed container that seals the working fluid;
A movable member that moves the working fluid in the sealed container by moving together with the intake / exhaust valve member when the intake / exhaust valve member approaches both ends in the reciprocating direction;
A fluid resistance passage through which the working fluid in the sealed container flows, and a fluid resistance means in which the working fluid flows through the fluid resistance passage when the movable member moves together with the reciprocating member;
A piston that moves in one direction with the movable member ;
A cylinder which is housed in the sealed container, supports the piston so as to be reciprocally movable, and is closed on the side where the piston moves in one direction together with the movable member;
A biasing means for biasing the piston in a direction opposite to a direction in which the piston moves in one direction together with the movable member;
A one-way orifice member attached to a through-hole penetrating the piston in the axial direction and having a one-way orifice;
A check valve member that is biased by the biasing means toward the one-way orifice member and prevents the working fluid from flowing through the one-way orifice in the biasing direction of the biasing means;
The electromagnetic intake / exhaust device according to claim 4, further comprising:

6. The electromagnetic system according to claim 5, wherein the damper means controls the moving speed of the piston when the damper action is exerted so that a region where the moving speed of the piston is constant is secured. Intake and exhaust equipment.

7. The intake / exhaust valve member is controlled to be seated without changing a control speed range from a moving speed of the piston when a damper action of the damper means is exerted. Electromagnetic intake / exhaust device.