JP5222938B2 - 空圧ブースターを備える可変バルブアクチュエーター - Google Patents

Description

この出願は、２００７年４月１６日に出願された米国特許出願第１１／７８７，２９５号の優先権を主張し、その記載内容の全体は参照によりここに取り入れられている。

この発明は、概して、アクチュエーター及びかかるアクチュエーターを制御する対応する方法及びシステムに関し、特に、大きな開き力で能率的、敏速、順応性ある制御を提供するアクチュエーターに関する。

分割４ストロークサイクル内燃機関は、特許文献１に記載されている。それは、少なくとも１つの動力ピストン及び対応する第１の、すなわち、動力シリンダー、及び少なくとも１つの圧縮ピストン及び対応する第２の、すなわち、圧縮シリンダーを含んでいる。動力ピストンは、４ストロークサイクルのうちの動力ストローク及び排気ストロークを通して往復動し、一方、圧縮ピストンは吸気ストローク及び圧縮ストロークを通して往復動する。圧力チャンバー、すなわち、クロスオーバー通路が圧縮シリンダー及び動力シリンダーを相互に連結し、当該クロスオーバー通路は、圧縮シリンダーからクロスオーバー通路への実質的に一方向のガスの流れをもたらす、入口のチェックバルブ、及びクロスオーバー通路と動力シリンダーとの間のガスの流れの連絡をもたらす、出口の、すなわち、クロスオーバーバルブを備えている。該エンジンはさらに、圧縮シリンダー及び動力シリンダーに、それぞれ、吸気バルブ及び排気バルブを含んでいる。参照された特許及び他の関連する開発による分割サイクルエンジンは、特に、クロスオーバー通路に相互に連結された追加の空気貯留タンクと一体化され、該エンジンを空気ハイブリッドエンジンとして作動させることを可能にするとき、燃料効率における多くの有利性を潜在的に提供する。電気式ハイブリッドエンジンと比べて空気ハイブリッドエンジンは、より低い生産及び廃棄処理コストで、少なくともより多くの燃料経済的利益をもたらすことが潜在的に可能である。

米国特許第６,５4３,２２５号明細書

この潜在的利益を得るために、クロスオーバー通路内の空気、又は空気−燃料の混合気は、全体の４ストロークサイクルの間に所定の着火条件圧力、例えば、ゲージ圧で約２７０psi、すなわち、１８．６barに維持されねばならない。この圧力は、より良好な燃焼効率を得るためにもっと高くてもよい。また、クロスオーバーバルブが開く期間は、特に、エンジンの中・高速域で極めて狭い。クロスオーバーバルブは、動力ピストンが上死点（ＴＤＣ）又はその近傍にあるとき開き、その後、短期間に閉じる。分割サイクルエンジンにおける全開成期間は、従来のエンジンでの最小期間、６ないし８ｍｓに比べて、１から２ｍｓの短期間であってもよい。クロスオーバー通路内の継続的に高い圧力に抗してシールするために、実際のクロスオーバーバルブは外方(すなわち、内方への替わりに、動力シリンダーから離れる方向)の開き運動を持つポペット又はディスクバルブとなりやすい。閉じられたとき、バルブのディスク、すなわち、ヘッドはクロスオーバー通路内の圧力の下に、バルブシートに対して加圧される。バルブを開くために、ヘッドへの圧力の力のみならず慣性に打ち勝つべく、アクチュエーターは極めて大きな初期の開き力を与えねばならない。クロスオーバーバルブが一旦開かれると、クロスオーバー通路と動力シリンダーとの間の実質的な圧力均衡のせいで、圧力による力は劇的に低下する。一旦燃焼が開始されると、燃焼のクロスオーバー通路への広がりを防止するために、バルブは、所望の早さで閉じられるべきである。このことはまた、ある燃焼の期間において、クロスオーバー通路の圧力よりも潜在的にいくらか高い動力シリンダーの圧力に対抗してバルブを着座させて保つ必要性をともなっている。加えて、クロスオーバーバルブは、動力ストロークが空気ハイブリッド運転のある状況で作動していないときに、不作動にされることを必要としている。従来のエンジンバルブと同様に、クロスオーバーバルブの着座速度は、騒音を低減し、適切な耐久性を維持するために、ある限界内に保たれねばならない。

要するに、クロスオーバーバルブのアクチュエーターは、それ自体による最小のエネルギーを消費する一方、大きな初期開き力、実質的な着座力、合理的に低い着座速度、高い作動速度、及びタイミングの柔軟性を提供しなければならない。従来のエンジンバルブ作動システムの全てではないが大半は、これらの要求を満たすことができない。

簡単に述べると、本発明の一様相において、アクチュエーターの好ましい一実施形態は、長手方向の軸線と第１の方向及び第２の方向とを規定するハウジング、少なくとも第１の方向への作動力を発生する作動機構、及び一端が作動機構の少なくとも一部に作用的に連結され、他端がエンジンバルブのような負荷に作用的に連結できるロッド、スプリング保持器アセンブリを介してロッドに作用的に連結され、ロッドを第２の方向に付勢する少なくとも１つの戻りスプリングをさらに含む駆動装置、及び、空圧シリンダー、スプリング保持器アセンブリを介してロッドに作用的に連結され、ロッドを第１の方向に付勢する空圧ピストン、空圧シリンダーと高圧のガス源との間の制御された流体の連絡をもたらす充填機構、及び、該空圧シリンダーと低圧のガスシンクとの間に制御された流体の連絡をもたらす流出機構をさらに含む空圧ブースターを含んでいる。

運転中には、アクチュエーターは、第２の方向に付勢して、空圧ブースター及び負荷からの第１の方向への力を含む残りの力の合計に打ち勝っている少なくとも１つの戻りスプリングからの力でもって、作動機構からの第１の方向への作動力を発生することなく、且つ、空圧ブースターが、第２の方向への実質的な負荷の力に抗するために第１の方向への実質的な力を生み出すべく、充填機構を介して充填された状態で、負荷を第２の方向の端部位置に向けて保持する。

アクチュエーターは、作動機構から第１の方向に作動力を発生することにより、作動力及び空圧ブースターからの力の組合せが少なくとも１つの戻りスプリング及び負荷からの力の合計に打ち勝ち、及び負荷を第１の方向に加速させる状態で、第１の方向への負荷の移動を開始させる。

アクチュエーターは、第１の方向への作動力でもって、目標ストロークへ到達するまで、第１の方向への移動を保ち、そして、仮に負荷が目標ストロークに保たれるのが必要であるなら、第１の方向への作動力を保持する。アクチュエーターは、負荷が少なくとも戻りスプリングにより第２の方向に加速されるように、第１の方向の作動力を少なくともターンオフすることにより、第２の方向への負荷の戻りの移動を開始する。

アクチュエーターは、上の段落で説明された期間の少なくとも一部の間に、空圧ブースターからの力を減少せるために、流出機構を介してブースターシリンダー内の過剰空気を流出させる。さもなければ、この力は負荷の戻り移動に対し余りにも過剰な抵抗となる。それは、戻りスプリングからの減少する力、及び負荷を速度低下させる助けとなる空圧ブースターからの増大する力でもって、戻り移動を完了する。

もう１つの実施形態では、駆動装置は流体の駆動装置であり、作動機構は、作動ピストン、作動シリンダー、第１及び第２のポートに、それぞれ、流体連絡された第１及び第２の流体空間、及び、作動ピストンと負荷に作用的に連結されたピストンロッドを備えている。

もう１つの実施形態では、駆動装置は電磁駆動装置であり、作動機構は、接極子室に配置された接極子、及び接極子室の第１の方向側の少なくとも１つの第１の電磁石であって、これにより、励磁されたとき接極子を第１の方向に引くことを可能にする第１の電磁石、及び、接極子及び負荷に作用的に連結された接極子ロッドであるロッドを備えている。

もう１つの実施形態では、充填機構は、充填オリフィスであって、実質的に充填流速を制限する充填オリフィスを含んでいる。それはまた、少なくとも流出機構が過剰空気を能動的に流出させているときに充填の流れを実質的にせき止める制御機構を含んでもよい。

本発明は、一般的な流体のアクチュエーター及びそれらの制御において、特に、大きな初期開き力、実質的な着座力、合理的に低い着座速度、高い作動速度、及びタイミングの柔軟性を必要とする一方、それ自体による最小のエネルギーを消費しなければならないクロスオーバー通路エンジンバルブに対し必要とされる、重大な利点を提供する。空圧ブースターは、クロスオーバー通路又は空気貯留タンクに直接的にタップ立てすることにより、過剰な構成の複雑さを加えたり、又は過剰なエネルギー消費を要求することなく、又は流体又は電磁式のアクチュエーターの能力及び機能の限界を伸ばし、その大きな初期力を提供することができる。充填機構によれば、ブースト力は、高度な能動制御なしに、クロスオーバー通路内の変動する運転圧力に対して直接に調節され得る。流出機構によれば、エンジンバルブの戻り力が、戻りストローク中にブースト力を実質的に低くすることによって、大きく低減され得る。

空圧ブースターによれば、流体又は電磁式である駆動装置は、流体駆動装置のための大きな流量及びパッケージサイズと電磁駆動装置のための（不可能でなければ）高い磁力及び電力とを必然的に伴う大きな初期開き力に関連する、設計、機能、及びコスト上の負担なしに、多かれ少なかれ従来のバルブ作動に集中することができる。

本発明は、さらなる目的及び利点と共に、添付図面に関係してなされる以下の詳細な説明を参照することにより、最良に理解されるであろう。

閉鎖状態にあるエンジンバルブアクチュエーターの好ましい一実施形態の該略図である。 流体駆動装置における設計変更、スプリング保持器アセンブリ及び空圧ブースgaターを含む、別の好ましい実施形態の該略図である。 ３‐ウエイ比例バルブ及び充填バルブを含む、別の好ましい実施形態の該略図である。 ４ウエイ比例バルブ、両端終了 ピストンロッドを有する流体駆動装置、及び流出機構なしの空圧ブースターを含む、別の好ましい実施形態の該略図である。 電磁駆動装置を含む、別の好ましい実施形態の該略図である。

さて、図１を参照するに、本発明の好ましい一実施形態は、流体駆動装置３０、作動３‐ウエイバルブ９０、戻りスプリング７２、及び空圧ブースター８５を含むアクチュエーターを提供している。アクチュエーターの負荷、すなわち、制御の対象は、エンジンバルブ２０である。

作動３‐ウエイバルブ９０は、流体駆動装置３０の第２のポート６２を介して流体駆動装置３０に供給する。３‐ウエイバルブ９０は、低圧力Ｐ_Ｌ流体ライン及び高圧力Ｐ_Ｈ流体ラインに接続されている、その３つのウエイのうちの２つと、第２のポート６２に接続されている第３のウエイとを有している。流体駆動装置３０の第１のポート６０は、低圧力Ｐ_Ｌ流体ラインに直接に流体的に連絡されている。

作動３‐ウエイバルブ９０は、左の位置９２又は右の位置９４のいずれかに切替えられる。左の位置９２及び右の位置９４においては、第２のポート６２がＰ_Ｈライン及びＰ_Ｌラインに、それぞれ、流体的に連絡される。

圧力Ｐ_Ｈは、一定又は連続的に変化してもよい。変化するときには、システムの摩擦、エンジンバルブの開成、空気圧力、エンジンバルブの着座速度要求等における多様性に対応すること、及び/又は、可能であれば作動エネルギーをセーブすることである。圧力Ｐ_Ｌは、単に、流体タンクの圧力、大気の圧力、又は流体システムのバックアップ圧力であってもよい。流体システムのバックアップ圧力は、例えば、アキュムレーター付き又は無しの、スプリングで負荷されたチェックバルブによって、単に、支持又は制御されてもよい。圧力Ｐ_Ｌの値は、システムの効率を増大させるために可能な限り低いのが好ましく、そして流体のキャビテーションを防ぐのを助けるべく十分に高い。必要なときには、圧力Ｐ_Ｌはさらに厳密に制御されてもよい。必要、及び/又は許されるときには、２つのポート６０及び６２に接続された２つのＰ_Ｌラインが、２つの圧力値を維持してもよい。例えば、第１のポート６０は、流体タンク(図１には示されていない)への漏洩流を捨てるべく、単に、用いられてもよい。この場合、第１の流体空間の大半は、(作動流体が空気でないと仮定すると)作動流体に換えて空気で、単に、満たされることになる。

エンジンバルブ２０は、エンジンバルブヘッド２２及びエンジンバルブステム２４を含んでいる。エンジンバルブヘッド２２は、分割サイクルエンジンの場合に、クロスオーバー通路１１０及びエンジンシリンダー１０２に、それぞれ、露出される、第１の表面２８及び第２の表面２９を含んでいる。エンジンバルブ２０は、エンジンバルブガイド１２０内に摺動可能に配置されたエンジンバルブステム２４を通る長手方向軸線１１６に沿って、流体駆動装置３０に作動可能に接続されている。説明の容易化のために、アセンブリ及び長手方向軸線１１６は、図１において、頂部及び底部の方向と同じである、第１及び第２の方向を有している。図１に図解されているようなエンジンバルブガイド１２０は、通常、制限された壁厚のスリーブである伝統的なエンジンバルブガイドのようには見えない。このガイド１２０は、組み立ての際に、エンジンバルブヘッド２２を介して滑るのに十分な大きさのバルブアセンブリ開口８３の上方のシリンダーヘッド８２内に位置されるべく、設計されている。これは多くの潜在的なアセンブリの選択肢の中のただ一つである。これはガイド１２０の内側に伝統的な様相のスリーブを追加する可能性を排除するものではない。ガイド１２０は必要なエンジンの冷却液及び潤滑油の通路(図１には示されていない)を含んでいてもよい。

エンジンバルブ２０が完全に閉じられているときは、エンジンバルブヘッド２２がエンジンバルブシート２６に接触しており、クロスオーバー通路１１０とエンジンシリンダー１０２との間の流体連絡を封鎖している。

流体駆動装置３０は、アクチュエーターハウジング７０、作動ピストン４０及び作動シリンダー５０を備えている。作動ピストン４０は、作動シリンダー５０内に摺動可能に配置されている。作動ピストン４０は、締結要素４５と肩部４９との間でピストンロッド４６に固定されている。作動ピストン４０は、第１の表面４２及び第２の表面４４を含み、作動シリンダー５０を第１の流体空間５２(作動シリンダーの第１の端部５６と作動ピストンの第１の表面４２との間)、及び第２の流体空間５４(作動ピストンの第２の表面４４と作動シリンダーの第２の端部５８との間)に長手方向に分割している。作動ピストン４０及びピストンロッド４６の周りの半径方向の隙間は、実質的に緊密であり、実質的な流体シールをもたらし、そして、相対運動に対して許容できる抵抗を提供している。

第２の流体空間５４は、ピストンロッドのネック部４８の周りの第２流れ通路６４を介して第２のポート６２に流体連絡している。第２流れ通路６４は、肩部４９が第２流れ通路６４に長手方向で接近及び/又は重なる状態で、作動ピストン４０が作動シリンダーの第２端部５８に近づいたとき、実質的により絞られるようになる。もしも、第２の流れ機構が第２流れ通路６４、ネック部４８及び肩部４９を含んで形成されるなら、それで、第２の流れ機構は第２の流体空間と第２ポートとの間に、実質的に開かれた流体の連絡をもたらす。それは、作動ピストン４０が作動シリンダーの第２端部５８に近づいたとき、緩衝機能をもたらす。望むなら、第２の流れ機構はまた、一方向、すなわち、チェックバルブ(図１には示されていない)を含み、並行な、第２のポート６２から第２の流体空間５４に実質的に開いた流体の連絡をもたらしてもよい。

第１の流体空間５２は、大きな流れの制約無しで第１のポート６０に流体連絡している。

ピストンロッド４６は、エンジンバルブステム２４に作用的に連結され、そして、この実施形態では(図１に示されるように)、ロッド４６及びステム２４は構造的に同一部品である。これは設計の唯一の選択肢ではない。

スプリング保持器アセンブリ７４は、戻りスプリング７２を保持するのを助け、且つその力をエンジンバルブステム２４に移送すべく設計されている。戻りスプリング７２は、図１に示されるように、単一の機械式圧縮スプリングである。これは、並列な一対の圧縮スプリングのような他の設計の選択肢を排除するものではない。スプリング７２はまた、皿ばねタイプ又は空圧的性質の形態であってもよい。

スプリング保持器アセンブリ７４は、第１及び第２のスプリング保持器７８及び８０、及び一組のバルブキーパー７６を含でいる。第１スプリング保持器７８はまた、空圧シリンダー８４、エンジンバルブガイド１２０の頂部のキャビティの内部に摺動可能に配置され、空圧ブースター８５を形成している空圧ピストンとして機能している、すなわち、二役である。側部、すなわち、第１スプリング保持器７８及び空圧シリンダー８４の摺動壁は、空気-密封シール、及び必要な潤滑及びシール用機構(詳細は図１にはない)でもって合理的なレベルの摩擦を維持している。戻りスプリング７２及び空圧ブースター８５は、第１保持器７８、そして、かくてエンジンバルブステム２４に、第２及び第１の方向に、それぞれ、力を加える。戻りスプリング７２からの力は第１スプリング保持器７８に加えられ、そして、バルブキーパー７６を介してエンジンバルブステム２４に伝達される。空圧シリンダー８４からの空圧力は、主に第１スプリング保持器７８に加えられ、そして、スプリング-保持器締結手段８１(その詳細は図１に図解されていない)、第２スプリング保持器８０及びバルブキーパー７６を介して、バルブステム２４に伝達される。

空圧シリンダー８４には、加圧ガス又は空気が、充填通路１１２及び充填オリフィス８６を含む充填機構を介して、クロスオーバー通路１１０、すなわち、高圧ガス源から充填ないしは供給される。充填オリフィス８６は、充填通路１１２よりも制限されて設計されている。当該通路１１２及びオリフィス８６は単一の制限的な長いオリフィス（図１には示されていない）へと組み合わされてもよい。別々の構造、すなわち、充填オリフィス８６が存在するということは製造工程を容易にする。空圧シリンダー８４はまた、その頂部分に延長部１１８を有するように意図的に設計されており、その結果、第１保持器７８と空圧シリンダー８４との間の実質的な気密シールは、エンジンバルブ２０が着座され、及び第１の方向へのエンジンバルブ移動の予め定められた距離Ｌ１内にあるときのみ保たれる。これを越えると、空圧シリンダー８４と第１保持器７８との間に実質的な間隙、すなわち、流出通路が存在し、そして、空圧シリンダー８４は、大気又は低圧力のガスシンクと実質的な流体連絡状態にあり、及びクロスオーバー通路１１０とは制限された流体連絡状態にある。

作動シリンダー５０は、負荷、すなわち、エンジンバルブ２０がその第１の方向及び第２の方向の端部位置にそれぞれあるときに、作動ピストン４０がシリンダー５０の第１及び第２の端部５６及び５８に接触しないように、長手方向に実質的な余裕代を提供している。エンジンバルブ２０が、図１に示されるように、着座され、すなわち、その第２の方向の端部位置にあるとき、作動ピストンの第２の表面４４と作動シリンダーの第２端部５８との間には、エンジンバルブのラッシュ（隙間）調節を可能とする距離がまだ存在している。エンジンバルブ２０が完全に開き、すなわち、その第１の方向の端部位置にあるときは、戻りスプリング７２からの十分な力、及び/又は作動ピストンの第１の表面４２と作動シリンダーの第１端部５６との間での直接な接触を防止するのに十分な長手方向の空間が存在する。

代わりに、エンジンバルブの開き移動が、作動ピストンの第１の表面４２と作動シリンダーの第１端部５６との間、又はそれらの均等な表面の物理的な接触により制限されるか、又は定められるべく、必要な緩衝用又は制御用の対策を備えて、後述の図２及び図５に示されるもののように、設計されてもよい。

エンジンバルブヘッド２２は、一般に、第１の表面２８においてクロスオーバー通路１１０の圧力に、及び第２の表面２９においてエンジンシリンダー１０２の圧力に曝されている。

第１スプリング保持器、すなわち、空圧ピストン７８の断面積は、エンジンバルブヘッドの断面積と実質的に等しいので、空圧シリンダー８４の圧力が充填オリフィス８６を介しての流体連絡のせいでクロスオーバー通路の圧力に実質的に等しいとき、空圧ピストン７８での空圧力は、実質的にエンジンバルブの第１の表面２８での圧力の力を相殺する。代わりに、空圧ピストン７８の断面積は、エンジンバルブヘッド２２の断面積より、大きいか小さいで、実質的である必要はないが、かなりな程度相違してもよい。例えば、空圧ピストンの断面積がより大きければ、特別なエンジンバルブの開き力を提供するので、比較的小さな流体駆動装置３０でも十分である。

このシステムはまた、種々の摩擦力、安定状態の流れの力、過渡時の流れの力、及び他の慣性力を経験する。安定状態の流れの力は、流れに誘起される速度変動、すなわち、ベルヌーイ効果による流体静力学的圧力の再配分によって生じる。過渡時の流れの力は流体の慣性力である。他の慣性力は、ここでは流体を含み、慣性を有する対象物の加速から生じ、そして、それらは、大きな加速度又は敏速なタイミングの故に、エンジンバルブアセンブリにおいて実質的である。

出力停止状態
出力停止状態では、全ての流体供給源Ｐ_Ｈ及びＰ_Ｌは、低い、又はゼロのゲージ圧力である。作動ピストン４０の総計の流体力は実質的にゼロに等しい。エンジンバルブは、戻りスプリング７２による単独で、着座、すなわち、閉鎖される。この着座は、仮に空圧ピストン７８がエンジンバルブヘッド２２よりも小さな直径を有し、及びクロスオーバー通路１１０がなお十分に加圧されているなら、特に空気貯留タンクを備える空気-ハイブリッドへの適用例において、より確実である。

出力停止状態では、作動３‐ウエイバルブ９０の標準位置は、必然性はないが、好ましくは図１に示されたようなその右側位置９４であり、その結果、確実なエンジンバルブの着座が重要すなわちクリティカルであるときも、第２の流体空間５４が、低圧力Ｐ_Ｌ流体ラインに流体連絡し、且つ、確実に低い又はゼロのゲージ圧力にある。エンジンが停止された直後は、高圧力Ｐ_Ｈ流体ラインがまだ加圧されているかもしれない。エンジンのスタート時には、エンジンバルブ２０は、バルブ９０を能動的に切り替えることなく、閉じられた位置に保持されてもよい。

始動
出力停止状態からシステムを始動するためには、全ての流体供給源が加圧され、そして、作動３‐ウエイバルブ９０が標準又は能動制御により、図１に示されるように、その右位置に固定される。エンジンバルブ２０は、少なくとも戻りスプリング７２により、図１に示されるように、閉鎖すなわち着座位置に固定されている。

バルブの開き及び閉じ
エンジンバルブ２０を開くために、作動３‐ウエイバルブ９０がその左位置９２に切替えられる。第２の流体空間５４は高圧力Ｐ_Ｈ供給源に第２の流れ機構を介して開かれ、一方、第１の流体空間５２は低圧力Ｐ_Ｌ供給源に露出されたまま残る。結果として生じる作動ピストン４０への差動圧力による力は、第１の方向(すなわち、図１で上方向)であり、スプリング力に主に打ち勝ち、エンジンバルブ２０を開き駆動する。同時に、エンジンバルブ２０への下向きの差動空気圧による力は、空圧シリンダー８４がクロスオーバー通路１１０の圧力と同じ圧力下にあることを考慮すると、空圧ピストン７８への上向きの差動空気圧による力により実質的に釣り合わされる。分割サイクルエンジンでは、エンジンバルブへの支配的な力はクロスオーバー通路１１０からの空気圧力による力である。空圧ピストン７８を組み込むことにより、この大きな力に釣り合い且つ対抗するのを助ける。さもなければ、極めて大きな、エネルギー重視のアクチュエーターが要求される。

エンジンバルブ２０が開くやいなや、エンジンシリンダー１０２は急速に充填され、エンジンバルブ２０がその開きストローク中間点を通過するよりも十分前に、その圧力は短時間内にクロスオーバー通路の圧力に到達し、結果として、エンジンバルブの表面２８及び２９での差動圧力の急速な消滅が生じる。同じ短時間中に、空圧シリンダー８４内の圧力、及び空圧ピストン７８への差動圧は、その制限され、予め定められた初期容積、エンジンバルブの運動に関連付けられたその急速な容積拡張、充填オリフィス８６を介しての制限された空気流入量、及び空圧ピストン７８が、図１に示される、予め定められた距離Ｌ１だけ空圧シリンダー８４の拡張された頂部分１１８へ上方に移動するときの空気の流出の故に、急速に低下する。

開きストロークの残り、すなわち、距離Ｌ１を越えた期間は、空圧ピストン７８及びエンジンバルブ２０への空気圧力の力は最小であり、そして、作動ピストン４０は、エンジンバルブ２０を第１の方向(すなわち、図１で上方向)に、戻りスプリング７２からの増大するスプリング力に抗して、構成のスプリング質量の性質を考慮すると、-幾らかのオーバーシュート及び減衰された振動を伴い動的であると期待される、スプリング力及び作動ピストン４０を横切る流体の差動力が釣り合わされた、エンジンバルブがその全開位置に到達するまで、駆動し続ける。しかしながら、より明確なリフト、すなわち、全開位置を有するために、他の好ましい実施形態(図２及び４)に示されるように、対策がある。

エンジンバルブ２０は、作動３‐ウエイバルブ９０がその左位置９２に留まる限り開いたまま残る。この期間中、空圧シリンダー８４は、充填オリフィス８６から空気の小さな流れを受け入れ続け、及び空圧ピストン７８とその頂部の延長されたシリンダー壁１１８との間の実質的な隙間を介しての空気の流出を続ける。このエネルギー損失は、空圧ピストン７８が空圧シリンダー８４の低い部分に戻るまで続くであろう。しかしながら、このエネルギー損失は、充填オリフィス８６の制限的性質、及び全体の熱サイクルに対する制限されたエンジンバルブ開き期間によって最小にされている。

エンジンバルブを閉じ始めるためには、作動３‐ウエイバルブ９０がその右位置９４に切替えられ、及び第２の流体空間５４が低圧力Ｐ_Ｌ流体供給源に開き戻され、結果として作動ピストン４０を横切る差動圧力を実質的にゼロに帰させる。戻りスプリング７２はエンジンバルブ２０を下向きに駆動することができる。空圧ピストン７８が空圧シリンダー８４の延長された部分１１８を通過するとき、空圧ピストン１８と空圧シリンダー８４の壁との間に、再度、実質的に気密シールが確立され、そして、エンジンバルブ２０、かくて空圧ピストン１８が下向きに移動するにつれて、主にシリンダー容積の縮小の故に、空圧シリンダー内の圧力が上昇し始める。積み増される圧力はまた、充填オリフィス８６からの流れでも助けられる。空圧シリンダー８４は空圧スプリングのように機能し、エンジンバルブ２０の前進を遅くする。そして、結局、エンジンバルブ２０がエンジンバルブシート２６に到達するとき、軟着座の達成を助ける。

エンジンバルブの着座ないしは着地、及びその直後のあたりでは、燃焼の効果の故に、エンジンシリンダーの圧力はすぐにクロスオーバー通路の圧力を超え、第１の方向、すなわち、上向きの過渡的な差動圧力による力となる。戻りスプリング７２の予荷重は、エンジンバルブについてのこの過渡的な上向きの差動の力、及びまた、空圧シリンダー８４からの圧力による力に抗して、エンジンバルブ２０を着座位置に保持することができるように設計されるべきである。しかしながら、空圧シリンダーの圧力は、この瞬間、全クロスオーバーの圧力と等しくない。それは、空圧シリンダー８４の延長部分１１８を介しての早期の流出、及び充填オリフィス８６の制限的な性質により、意図的にそうされている。

その後、エンジンシリンダーの圧力は、容積がさらに膨張するにつれ、クロスオーバー通路の圧力よりも低く下がる。空圧シリンダーの圧力は、エンジンの熱サイクルの残りの間に充填オリフィス８６からの制限された流れを通じてさらに上昇する。これはゆっくりであるが、次のエンジンバルブの開き事象に対して用意するには十分に確実である。

図２は、流体駆動装置３０の設計においてある変形を特徴とする本発明の代替的な実施形態を描写している。第１のポート６０と第１の流体空間５２との間の流体連絡の手段である、第１の流れ機構は、第１のアンダーカット３２及び少なくとも１つの第１の緩衝用溝３３を含んでいる。作動ピストンの第１の表面４２が、開きストロークの間に、第１のアンダーカット３２を長手方向で第１の方向に通過するとき、少なくとも１つの第１の緩衝用溝３３を介しての制限された出口のみを有して、作動流体は第１の流体空間５２内に実質的に捕捉され、結果として移動速度を低下させ、及び潜在的振動を低減させる助けとなる緩衝作用を生じさせる。そのように望まれるときは、作動シリンダーの第１の端部が、作動ピストンの第１の表面４２に対する固定のストッパー、かくて良好に規定されたエンジンバルブリフトを提供すべく、長手方向に配列されてもよい。仮にそのように望まれるときは、チェックバルブ(図２には示されていない)が、キャビテーションを避けるためエンジンバルブの閉じストロークの始めの間に、第１のポート６０から第１の流体空間５２の端部への一方向の流れを許容すべく配列されてもよい。

同様に、第２のポート６２と第２の流体空間５８との間の流体連絡の手段である、第２の流れ機構は、第２のアンダーカット３４及び少なくとも１つの第２の緩衝用溝３５を含んでいる。作動ピストンの第２の表面４４が、閉じストロークの間に、第２のアンダーカット３４を長手方向で第２の方向に通過するとき、少なくとも１つの第２の緩衝用溝３５を介しての制限された出口のみを有して、作動流体は第２の流体空間５８内に実質的に捕捉され、結果として移動速度を低下させ、及びエンジンバルブ２０が軟着座する助けとなる緩衝作用を生じさせる。全てのエンジンの運転条件で、及びエンジンの寿命に亘り適応されねばならない、エンジンバルブ２０が着座されるときに、エンジンバルブヘッド２２とバルブシート２６との間での固体接触及び緊密なシールを保証するために、作動シリンダーの第２の端部と作動ピストンの第２の表面４４との間に、予め定められた長手方向の距離を残すことが望ましい。必要であるときは、追加のエンジンバルブラッシュ（隙間）調節装置(図２には示されていない）が、この及び他の実施形態に組み込まれるべきである。

図２の実施形態はさらに、スプリング保持器アセンブリ７４の設計における変更を特徴としている。第１のスプリング保持器７８ｂの代わりの第２のスプリング保持器８０ｂは、空圧ピストン８０として機能する、すなわち、二役をする。それはまた、二組のバルブキーパー７６ｂ及び７６ｃを含んでいる。この実施形態は、エンジンバルブステム２４及びピストンロッド４６が物理的に２つの別々の部品であり、必要な締結手段１０６又はその均等物を備えたスプリング保持器アセンブリ７４ｂにより、作用的に一体化されることを許容している。

この実施形態はまた、空圧ブースター８５のための充填及び流出機構における変形例を示している。それは、空圧ピストン８０bが、図２に示されるように、予め定められた距離Ｌ１だけ上方に移動したときに、空圧シリンダー８４がその余分なガスを排出するための流出通路として、図１の延長壁１１８の代わりに、少なくとも１つの流出孔８7を採用している。流出孔８7には、流出工程に伴う騒音を低減するために、多孔質材料又はフィルター(不図示)が取り付けられてもよい。流出孔８7の穿孔又は鋳造の労力及びコストを節約するために、エンジンバルブガイド１２０、及びかくて空圧シリンダー８４を、一旦、空圧ピストン８０bがその点まで上方に移動すると、結果として、広く開放された流出工程になり、空圧ピストン８０bが空圧シリンダー８４から係合解除されるのを生じさせる高さにまで、単に設計してもよい。

また、空圧ピストン８０bと空圧シリンダー８４との間の半径方向の間隙において、いくつかの予め定められた変形例(図２には不図示)を用いてもよい。逆のアプローチを選ぶなら、いくつかのダイアフラム(図２では不図示)が、空気又はガスの質量排出を制御するために、少なくとも１つの流出孔８7又はその均等物に全体的に依存しつつ、半径方向の間隙を通しての漏れを完全にシールするために用いられてもよい。また、望まれるときは、そのオン／オフの状態を制御するために、制御バルブ(図２には不図示)を用いてもよい。

図２における充填オリフィス８６bは、エンジンバルブ２０が(図２に示されるように)予め定められた距離Ｌ２だけ上方に移動するとき、互いに対し開くことのない、オリフィスゲート８９及びステムアンダーカット１０４を含んでいる制御機構によって、規制されてもよい。距離Ｌ２は、好ましくは、距離Ｌ１に等しいか、又はより短く、その結果、流出孔８7又はその均等物が作用しているときは、充填オリフィス８６bを介しての流れ、及びかくて充填工程は実質的に妨害される。充填機構におけるこの変形例は、不必要な、しかしながら小さいエネルギー損失を低減するのを助けるであろう。

さて、本発明のもう１つの代替的実施形態の図面である、図３を参照する。この流体駆動装置３０では、第２の流体空間５４への流体供給を制御するために、比例又はサーボ３‐ウエイバルブ９０cが用いられている。エンジンバルブ又はアクチュエーターの位置信号は、位置センサー(図３では不図示)を経由して集められてもよい。フィードバック制御は、エンジンバルブのリフト及び着座速度に亘る、より精確な制御を達成するのを助けるであろう。比例又はサーボバルブ９０c自体は、ソレノイド、すなわち、他の電磁手段、電気水力学的パイロットバルブ、及び圧電式アクチュエーターを含む、種々の手段(図３には不図示)によって、直接に作動されてもよい。

この実施形態はさらに、空圧シリンダー８４のために充填工程に亘ってよりよい制御を達成することを助ける、充填通路１１２に沿う制御機構としての、充填バルブ１０８を特徴としている。充填バルブ１０８は、２つの主要な機能、(1)充填通路１１２を開き、エンジンバルブの開きストロークの前に、空圧シリンダー８４が充填されるのを許容し、及び、空圧シリンダー８４が流出されているとき、充填通路１１２を閉じ、特に、制限的な充填オリフィス８６が用いられていないなら、漏れの流れを排除又は低減すること、(２)エンジン、又は、空気ハイブリッド車両のように、その特定のエンジンシリンダーが出力停止されたとき、充填通路１１２を完全にせき止め、クロスオーバー通路及び/又は空気貯留タンク内の加圧された空気の漏洩を最小化し、且つ、保持すること、のうちの少なくとも１つの機能を有している。第１の機能については、１つの充填バルブ１０８が分割４ストロークサイクルエンジンの各々の動力シリンダーに対して必要である。何故ならば、各動力シリンダーは、それの特異なタイミングを有しているからである。もしも、第２の機能のみが必要とされるなら、充填バルブ１０８が個々の動力シリンダー(図３では不図示)のための支流の充填通路(図３では不図示)へ結局は分岐する共通の充填通路(図３では不図示)を制御する状態で、選択肢としてエンジン全体について唯一の充填バルブ１０８を用いてもよい。さらに、第１の機能のためには、充填バルブ１０８は、オン／オフバルブの代わりに、選択肢として比例バルブであってもよい。比例バルブであることによって、充填バルブ１０８は、種々の機能、耐久性、及びＮＶＨの必要性のために、例えば、空圧シリンダー８４内の空気圧力を能動的に制御することができる。

この、及び他の図で、充填通路１１２はクロスオーバー通路１１０に接続されている。選択肢として、それは、空気貯留タンク(空気ハイブリッド車両の場合)、又は別の貯留器(不図示)に接続されてもよい。別の貯留器は、空圧シリンダー８４のための最適な充填工程を達成するのを助けるべく調節され得るそれ自体の圧力を有してもよい。

さて、本発明のもう１つの代替的実施形態の図である、図４を参照する。この場合、第１及び第２の流体空間５２及び５４の両者への流体供給を制御するために、比例ないしはサーボ４ウエイバルブ９０dが用いられている。この実施形態は、第１及び第２の方向の両方に能動的に制御された作動力を提供することができる。選択肢として、第１の流体空間５２を通って長手方向に延在し、両端部を有するピストンロッドとなっている。偏倚された、すなわち、非対称な差動の流体力を有するために、ピストンロッドの２つの端部は、より小さなロッド直径を有する側がより大きな有効流体圧力表面積を有する状態で、２つの異なる直径を有してもよい。

さらにもう１つの変形例ないしは選択肢は、その流出機構の欠如である。第２の方向への作動力は、エンジンバルブが閉じている際に、空圧ブースター８５からの高い空気圧力での力に打ち勝つのを容易に助ける。流出機構の排除は、空圧ブースター８５の構成を単純化する助けとなる。流出機構又は実質的な漏洩がなくても、充填オリフィス８６を含む充填機構は、クロスオーバー通路又は空気貯留タンクの圧力レベルの変動を吸収すべく空圧ブースター８５内の圧力及び空気質量レベルを調整するために必要とされている。アクチュエーターは、例えば、クロスオーバー通路の圧力が低いとき、低いブースト力を必要とする。この意味で、充填機構はまた釣り合わせ機能を有しており、このことは、流出機構を備える空圧ブースターについても該当する。

用途に依存して、図４の実施形態の残りは、低い空気圧力での力がエンジンバルブの着座工程に対して理想的であるなら、(図１ないし３に図解された)以前の実施形態で特徴とされた流出機構の１つと一体化されてもよい。

さて、本発明のさらにもう１つの代替的実施形態の図である、図５を参照する。この実施形態では、電磁駆動装置１３０が、図１ないし図４の流体駆動装置に置き換わっている。電磁駆動装置１３０は、ハウジング１３２、その内部の頂部から底部までに、第１の電磁石１３４、接極子室１4６、及び第２の電磁石１３６を含んでいる。第１及び第２の電磁石１３４及び１３６は、詳細は図５に示されていない、それらの電気巻き線及び積層スタックをさらに含んでいる。接極子１３８は、接極子室４６内で、且つ、第１及び第２の電磁石３４及び３６の間に配置され、そして接極子ロッド１4０に固く接続されている。接極子ロッド１4０は、第２の電磁石１３６及びハウジング１３２を通って摺動可能に配置され、そしてエンジンバルブステム２４に作用的に連結されている。

励磁されると、第１及び第２の電磁石１３４及び１３６は、接極子１３８を第１(頂)の方及び第２(底)の方向へ、それぞれ、引きつける。第１の電磁石１３４は、接極子１３８を捕らえ、及びエンジンバルブ２０を全リフトで開き保持できる。エンジンバルブ２０、及び空圧ピストン８０への空気圧力での力が実質的に釣り合わされたときに、エンジンバルブ２０を急に開くためには、第１の電磁石１３４のみが戻りスプリング７２からの予荷重に打ち勝つ必要がある。それは、クロスオーバーエンジンバルブのための全リフト、及び接極子１３８と電磁石１３４との間の空隙は小さいので、電磁力の高い非線形の性質にもかかわらず、達成可能である。このことは、必要であれば、空圧ピストン８０をエンジンバルブヘッド２２よりもかなりの程度大きく設計し、かくて第１の方向に差動の空気圧力での力を導入することにより、さらに助長される。

全開位置からエンジンバルブ２０を閉じるためには、第１の電磁石１３４が消磁され、そして、エンジンバルブ２０が、必要ならば、励磁された第２の電磁石１３６からの引きの助けを伴う、戻りスプリング７２の戻り力により押し下げられる。閉じの後半局面の間には、空圧シリンダー８６が容積の縮小及び選択肢としての充填オリフィス８６bを介しての充填作用でもって加圧され、そして、それが、軟着座を達成すべくエンジンバルブ２０を速度低下させる助けとなる。さらなる遅延作用は、運転上の必要性又はフィードバック信号に依存して、第１の方向に所望の引張り力を生じさせることになる、第１の電磁石１３４を制御された方法で再励磁することにより達成される。

第２の電磁石１３６からの第２の方向への引張り力はまた、低いスプリングの予荷重が望まれる、さもなければ、動力シリンダー１０２の圧力がクロスオーバー通路１１０の圧力をかなりの程度超えるときに、少なくとも燃焼の一部の間に、エンジンバルブ２０を着座した状態に保持する際、戻りスプリング７２を補助し得る。

仮に、空圧ブースター８５が、図５の流出孔８7のような流出機構を含むなら、第２の電磁石１３６は、仮に戻りスプリング７２及び他の関連する構成部品が種々の機能のために十分であるなら排除し得る、選択肢としての構成要素である。

しかしながら、図４に示されるような、流出機構なしの、空圧ブースターの設計を選ぶのであれば、第２の電磁石１３６は必須である。この場合、第２の電磁石１３６は、空圧ブースターからの力に釣り合わせるための、エンジンバルブへの高い差動空気圧力での力がないときは、エンジンバルブが閉じている間、空圧ブースターからの高い空気圧力での力に打ち勝つのを助けるために、第２の方向への作動力を発生することが必要である。

図１ないし図５において、空圧ブースター８５の種々の実施形態は、エンジンバルブを急に開くために、エンジンバルブの第１の表面２８への初期圧力での力に打ち勝つべく、特に開発されている。さらに、空圧ブースター８５は、その流出機構を介して、エンジンバルブヘッドに掛かる差動圧力の力が実質的により小さいとき、バルブの閉じに対するその圧力の力の大きさを縮小することができる。この空圧ブースター８５によれば、図１ないし図４の流体駆動装置３０、及び図５の電磁駆動装置１３０は、エンジンバルブの開き及び閉じにおいて、より力ずくでない部分を取り扱うことができる。空圧ブースター８５の種々の実施形態の効果的な一体化は、上述の流体及び電磁の駆動装置３０及び１３０の一体化に限定されない。実際、エンジンバルブの加速、減速、及び着座制御のための十分な力及び制御を備える全ての駆動装置は、大きい初期開き力が空圧ブースター８５によって面倒を見られる状態で、なすであろう。

上の説明の全てにおいて、スイッチ及び/又は制御バルブの各々は、単段タイプ又は複段タイプのいずれであってもよい。各バルブは、(スプールバルブのような)リニアータイプ又はロータリータイプのいずれであってもよい。各バルブは、電気的、電磁的、機械的、圧電的、又は流体手段によって、駆動、すなわち、案内されてもよい。

いくつかの図解及び説明において、流体媒体は油圧又は液圧の形態であり得、又は意味し得る。多くの場合、同じ概念が、適切なスケーリングで、空圧のブースター及びシステムに対し適用し得る。このように、ここに用いられる、用語、「流体」は、液体及び気体の両者を含むべく意味されている。また、ここまでの図解及び説明において、本発明の用途は、分割４ストロークサイクル内燃機関のバルブ制御に予め設定されており、及びそのようには限定されない。本発明は、動作の敏速及び/又は高い初期力制御が必要とされる他の状況に適用されてもよい。

本発明が好ましい実施形態を参照して説明されたが、当業者は本発明の趣旨及び範囲から逸脱することなく形態及び細部で変更がなされ得ることを認識するであろう。このように、以上の詳細な説明は限定するよりもむしろ例示とみなされることが意図され、及び本発明の範囲を規定すべく意図されているのは添付の請求項（その全ての均等物を含む）である。

Claims (40)

1. ステム（２４）を含むバルブ（２０）であって、ステム（２４）を通って延在する長手方向の軸線（１１６）に沿うエンジンシリンダー（１０２）から離れる第１の方向及びエンジンシリンダー（１０２）に向う第２の方向に移動するように作用し、そして、通路（１１０）とエンジンシリンダー（１０２）との間の流体連絡を制御するように作用するバルブ（２０）、
   ステム（２４）に連結された空圧ピストン（７８／８０／８０ｂ）であって、空圧シリンダー（８４）に空圧ピストンの移動範囲の少なくとも一部の間、摺動可能に配置された空圧ピストン（７８／８０／８０ｂ）を含む空圧ブースター（８５）であって、空圧ピストン（７８／８０／８０ｂ）に圧力を加えるために、前記通路（１１０）からの加圧されたガスの充填物流れでもって空圧シリンダー（８４）を充填するように作用する充填機構をさらに含み、バルブ（２０）に対し第１の方向にブースト力を加えるように作用する空圧ブースター（８５）、及び
   バルブ（２０）が第１の方向における移動の第１の予め定められたゼロでない距離（Ｌ１）内にあるとき、空圧シリンダー（８４）内を実質的に気密に保つように作用し、且つ、バルブ（２０）が第１の方向における少なくとも第１の予め定められたゼロでない距離（Ｌ１）を移動するとき、空圧シリンダー（８４）から低圧のガスシンクに前記加圧されたガスを排出するように作用する流出機構、
   を備え、
   該バルブ（２０）は第１の方向に開く外開きのバルブであることを特徴とする作動システム。
2. スプリング力を第２の方向にバルブ（２０）に加えることにより、バルブ（２０）を第２の方向に付勢するように作用する少なくとも１つの戻りスプリング（７２）、及び
   作動力を第１の方向にバルブ（２０）に加える駆動装置（３０／１３０）であって、作動力とブースト力との組み合わせが少なくともスプリング力に打ち勝つように作用する駆動装置（３０／１３０）、
   をさらに備えることを特徴とする請求項１に記載の作動システム。
3. 少なくとも１つの戻りスプリング（７２）は、空圧スプリングであることを特徴とする請求項２に記載の作動システム。
4. 駆動装置（３０／１３０）は流体式駆動装置（３０）であることを特徴とする請求項２に記載の作動システム。
5. 充填機構は、空圧シリンダー（８４）への加圧されたガスの充填物流れを調節するように作用する制御機構であって、バルブステム（２４）のアンダーカット（１０４）とオリフィスゲート（８９）とを含む制御機構を含み、及び
   該制御機構は、オリフィスゲート（８９）とアンダーカット（１０４）とが長手方向で重なるときに前記充填物の流れが開き、オリフィスゲート（８９）とアンダーカット（１０４）とが長手方向で重ならないときに前記充填物の流れが閉じるように作用することを特徴とする請求項１又は２に記載の作動システム。
6. 該制御機構は、バルブ（２０）が第１の方向に第２の予め定められたゼロでない距離（Ｌ２）を移動するときに、オリフィスゲート（８９）とアンダーカット（１０４）とが互いに重ならないように作用し、及び
   該第２の予め定められたゼロでない距離（Ｌ２）は、第１の予め定められたゼロでない距離（Ｌ１）に等しいか又は短いことを特徴とする請求項５に記載の作動システム。
7. エンジンのシリンダー（１０２）内で、動力ストローク及び排気ストロークを通して往復するように作用する動力ピストン、
   圧縮シリンダー内で、吸気ストローク及び圧縮ストロークを通して往復するように作用する圧縮ピストン、を備え、通路（１１０）が該圧縮シリンダーとエンジンのシリンダー（１０２）とを相互に接続し、及びバルブ（２０）がエンジンのシリンダー（１０２）と通路（１１０）との間の流体連絡を制御するように作用する分割サイクルエンジン、をさらに備えることを特徴とする請求項１又は２に記載の作動システム。
8. 通路（１１０）は、バルブ（２０）のヘッド（２２）に第２の方向に圧力の力を加える加圧されたガスを含むように作用し、及び
   第１の方向への作動力及びブースト力の組み合わせが、第２の方向へのスプリング力と該圧力の力との少なくとも組み合わせに打ち勝つことを特徴とする請求項２に記載の作動システム。
9. ステム（２４）を含むバルブ（２０）であって、ステム（２４）を通って延在する長手方向の軸線（１１６）に沿う第１及び第２の方向に移動するように作用し、そして、通路（１１０）とエンジンシリンダー（１０２）との間の流体連絡を制御するように作用するバルブ（２０）、
   ステム（２４）に作用的に連結された空圧ピストン（７８／８０／８０ｂ）であって、空圧シリンダー（８４）に空圧ピストンの移動範囲の少なくとも一部の間、摺動可能に配置された空圧ピストン（７８／８０／８０ｂ）を含む空圧ブースター（８５）であって、バルブ（２０）に対し第１の方向にブースト力を加えるように作用する空圧ブースター（８５）、
   該空圧ブースター（８５）は、高圧のガス源からの加圧されたガスの充填物流れを空圧シリンダー（８４）に供給するように作用する充填機構をさらに含み、及び
   該充填機構に配置された制限オリフィス（８６／８６ｂ）であって、空圧シリンダー（８４）への前記加圧されたガスの充填物流れを実質的に制限するように作用する制限オリフィス（８６／８６ｂ）を備え、
   制限オリフィス（８６／８６ｂ）は、エンジンシリンダー（１０２）での燃焼事象の間にエンジンシリンダー（１０２）内の圧力が通路（１１０）内の圧力を超え、空圧シリンダー（８４）内の圧力が通路（１１０）内の圧力を下回るときの少なくともある期間に、前記充填物流れを実質的に制限することを特徴とする作動システム。
10. スプリング力を第２の方向にバルブ（２０）に加えることにより、バルブ（２０）を第２の方向に付勢するように作用する少なくとも１つの戻りスプリング（７２）、及び
    作動力を第１の方向にバルブ（２０）に加える駆動装置（３０／１３０）であって、作動力とブースト力との組み合わせが少なくともスプリング力に打ち勝つように作用する駆動装置（３０／１３０）、
    をさらに備えることを特徴とする請求項９に記載の作動システム。
11. 少なくとも１つの戻りスプリング（７２）は、空圧スプリングであることを特徴とする請求項１０に記載の作動システム。
12. 駆動装置（３０／１３０）は流体式駆動装置（３０）であることを特徴とする請求項１０に記載の作動システム。
13. 該高圧のガス源は、通路（１１０）内の加圧されたガスであることを特徴とする請求項９又は１０に記載の作動システム。
14. 該高圧のガス源は、空気貯留タンク又は別の空気貯留器内の加圧されたガスであることを特徴とする請求項９又は１０に記載の作動システム。
15. 充填機構は、充填通路（１１２）をさらに含み、制限オリフィス（８６／８６ｂ）は、該充填通路（１１２）よりもより制限的な大きさにされていることを特徴とする請求項９又は１０に記載の作動システム。
16. 制限オリフィス（８６ｂ）は、充填バルブ（１０８）を含んでいる制御機構によって調節されるように作用することを特徴とする請求項９又は１０に記載の作動システム。
17. 充填バルブ（１０８）は、空圧シリンダー（８４）内の圧力を能動的に制御するように作用する比例バルブであることを特徴とする請求項１６に記載の作動システム。
18. 制限オリフィス（８６ｂ）は、空圧シリンダー（８４）への加圧されたガスの充填物流れを調節するように作用する制御機構によって調節されるように作用し、該制御機構は、バルブステム（２４）のアンダーカット（１０４）とオリフィスゲート（８９）とを含み、及び
    該制御機構は、オリフィスゲート（８９）とアンダーカット（１０４）とが長手方向で重なるときに前記充填物の流れが開き、オリフィスゲート（８９）とアンダーカット（１０４）とが長手方向で重ならないときに前記充填物の流れが閉じるように作用することを特徴とする請求項９又は１０に記載の作動システム。
19. エンジンのシリンダー（１０２）内で、動力ストローク及び排気ストロークを通して往復するように作用する動力ピストン、
    圧縮シリンダー内で、吸気ストローク及び圧縮ストロークを通して往復するように作用する圧縮ピストン、を備え、通路（１１０）が該圧縮シリンダーと動力シリンダーとを相互に接続し、及びバルブ（２０）がエンジンのシリンダー（１０２）と通路（１１０）との間の流体連絡を制御するように作用する分割サイクルエンジン、
    をさらに備えることを特徴とする請求項９又は１０に記載の作動システム。
20. ステム（２４）を含むバルブ（２０）であって、ステム（２４）を通って延在する長手方向の軸線（１１６）に沿うエンジンシリンダー（１０２）から離れる第１の方向及びエンジンシリンダー（１０２）に向う第２の方向に移動するように作用し、そして、通路（１１０）とエンジンシリンダー（１０２）との間の流体連絡を制御するように作用するバルブ（２０）、
    ステム（２４）に作用的に連結された空圧ピストン（７８／８０／８０ｂ）であって、空圧シリンダー（８４）に空圧ピストンの移動範囲の少なくとも一部の間、摺動可能に配置された空圧ピストン（７８／８０／８０ｂ）を含む空圧ブースター（８５）であって、空圧ピストン（７８／８０／８０ｂ）に圧力を加えるために、通路（１１０）からの加圧されたガスの充填物流れでもって空圧シリンダー（８４）を充填するように作用する充填機構をさらに含み、バルブ（２０）に対し第１の方向にブースト力を加えるように作用する空圧ブースター（８５）を備え、及び
    該充填機構は、空圧シリンダー（８４）がその最小容積ではないときの期間の実質的な部分の間に、通路（１１０）と空圧シリンダー（８４）との間の加圧されたガスの充填物流れを実質的に遮断するように作用する制御機構をさらに含み、
    該バルブ（２０）は第１の方向に開く外開きのバルブであることを特徴とする作動システム。
21. スプリング力を第２の方向にバルブ（２０）に加えることにより、バルブ（２０）を第２の方向に付勢するように作用する少なくとも１つの戻りスプリング（７２）、及び
    作動力を第１の方向にバルブ（２０）に加える駆動装置（３０／１３０）であって、作動力とブースト力との組み合わせが少なくともスプリング力に打ち勝つように作用する駆動装置（３０／１３０）、
    をさらに備えることを特徴とする請求項２０に記載の作動システム。
22. 少なくとも１つの戻りスプリング（７２）は、空圧スプリングであることを特徴とする請求項２１に記載の作動システム。
23. 駆動装置（３０／１３０）は流体式駆動装置（３０）であることを特徴とする請求項２１に記載の作動システム。
24. 充填機構は、充填通路（１１２）及び充填オリフィス（８６／８６ｂ）をさらに含み、充填オリフィス（８６／８６ｂ）は、該充填通路（１１２）よりもより制限的な大きさにされていることを特徴とする請求項２０又は２１に記載の作動システム。
25. 充填機構は、充填バルブ（１０８）を含んでいることを特徴とする請求項２０又は２１に記載の作動システム。
26. 充填バルブ（１０８）は、空圧シリンダー（８４）内の圧力を能動的に制御するように作用する比例バルブであることを特徴とする請求項２５に記載の作動システム。
27. 該制御機構は、バルブステム（２４）のアンダーカット（１０４）とオリフィスゲート（８９）とを含み、及び
    該制御機構は、オリフィスゲート（８９）とアンダーカット（１０４）とが長手方向で重なるときに前記充填物の流れが開き、オリフィスゲート（８９）とアンダーカット（１０４）とが長手方向で重ならないときに前記充填物の流れが閉じるように作用することを特徴とする請求項２０又は２１に記載の作動システム。
28. エンジンのシリンダー（１０２）内で、動力ストローク及び排気ストロークを通して往復するように作用する動力ピストン、
    圧縮シリンダー内で、吸気ストローク及び圧縮ストロークを通して往復するように作用する圧縮ピストン、を備え、通路（１１０）が該圧縮シリンダーと動力シリンダーとを相互に接続し、及びバルブ（２０）がエンジンのシリンダー（１０２）と通路（１１０）との間の流体連絡を制御するように作用する分割サイクルエンジン、
    をさらに備えることを特徴とする請求項２０又は２１に記載の作動システム。
29. 駆動装置（３０／１３０）は、電磁式駆動装置（１３０）であることを特徴とする請求項２に記載の作動システム。
30. 駆動装置（３０／１３０）は、電磁式駆動装置（１３０）であることを特徴とする請求項１０に記載の作動システム。
31. 駆動装置（３０／１３０）は、電磁式駆動装置（１３０）であることを特徴とする請求項２１に記載の作動システム。
32. 流出機構は、空圧シリンダー（８４）に形成され、延長されたシリンダー壁（１１８）を備えることを特徴とする請求項１又は２に記載の作動システム。
33. 流出機構は、空圧ブースター（８５）に形成された流出孔（８７）を備えることを特徴とする請求項１又は２に記載の作動システム。
34. 空圧ブースター（８５）は、バルブ（２０）が第１の方向における少なくとも第１の予め定められた距離（Ｌ１）を移動するとき、空圧ピストン（８０ｂ）が空圧シリンダー（８４）から係合解除されて、結果として開いた流出工程を生ずるように作用する、長手方向軸線（１１６）に沿う寸法を含むエンジンバルブガイド（１２０）を含むことを特徴とする請求項１又は２に記載の作動システム。
35. 流出機構は、流出の速度を制御する制御バルブを備えていることを特徴とする請求項１又は２に記載の作動システム。
36. 空圧ピストン（８０）は、バルブ（２０）のヘッド（２２）よりも大きく、これにより第１の方向への差動空気圧力を導入するよう作用することを特徴とする請求項１又は２に記載の作動システム。
37. 空圧シリンダー（８４）は、容積の縮小と充填オリフィス（８６ｂ）を介しての充填作用とによって加圧されるように作用し、これによりバルブ（２０）の軟着座を達成することを特徴とする請求項２４に記載の作動システム。
38. 駆動装置（３０／１３０）は、第２の方向に力を加えるように作用し、これにより戻りスプリング（７２）を補助することを特徴とする請求項２に記載の作動システム。
39. 駆動装置（３０／１３０）は、第２の方向に力を加えるように作用し、これにより戻りスプリング（７２）を補助することを特徴とする請求項１０に記載の作動システム。
40. 駆動装置（３０／１３０）は、第２の方向に力を加えるように作用し、これにより戻りスプリング（７２）を補助することを特徴とする請求項２１に記載の作動システム。

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