JP6276876B2 - 可変バルブリフトシステム、方法、及び装置 - Google Patents

Description

本出願は、２０１２年４月２０日に出願された「ＳＷＩＴＣＨＩＮＧ ＲＯＬＬＥＲ ＦＩＮＧＥＲ ＦＯＬＬＯＷＥＲ」と称する米国特許仮出願第６１／６３６，２７７号、２０１２年４月２４日に出願された「ＤＥＶＥＬＯＰＭＥＮＴ ＡＮＤ ＶＡＬＩＤＡＴＩＯＮ ＯＦ ＤＩＡＭＯＮＤ−ＬＩＫＥ ＣＡＲＢＯＮ ＣＯＡＴＩＮＧ ＦＯＲ Ａ ＳＷＩＴＣＨＩＮＧ ＲＯＬＬＥＲ ＦＩＮＧＥＲ ＦＯＬＬＯＷＥＲ」と称する米国特許仮出願第６１／６３７，７８６号、２０１２年４月３０日に出願された「ＭＥＴＨＯＳ ＴＯ ＭＯＮＩＴＯＲ ＷＨＥＴＨＥＲ Ａ ＲＯＣＫＥＲ ＡＲＭ ＯＦ Ａ ＶＡＲＩＡＢＬＥ ＶＡＬＶＥ ＡＣＴＵＡＴＩＯＮ ＳＹＳＴＥＭ ＩＳ ＳＷＩＴＣＨＩＮＧ ＮＯＲＭＡＬＬＹ ＯＲ ＨＡＳ ＭＡＬＦＵＮＣＴＩＯＮＥＤ」と称する米国特許仮出願第６１／６４０，７０９号、２０１２年４月３０日に出願された「ＩＮＳＴＲＵＭＥＮＴＥＤ ＶＡＬＶＥ ＧＵＩＤＥ ＦＯＲ ＶＡＬＶＥ ＰＯＳＩＴＩＯＮ ＦＥＥＤＢＡＣＫ ＡＮＤ ＣＯＮＴＲＯＬ ＦＯＲ ＥＭＩＳＳＩＯＮＳ ＳＹＳＴＥＭ ＤＩＡＧＮＯＳＩＳ」と称する米国特許仮出願第６１／６４０，７１３号、及び、２０１３年３月１日に出願された「ＩＭＰＲＯＶＥＤ ＤＩＳＣＲＥＴＥ ＶＡＲＩＡＢＬＥ ＶＡＬＶＥ ＬＩＦＴ ＤＥＶＩＣＥ ＡＮＤ ＭＥＴＨＯＤＳ」と称する米国特許仮出願第６１／７７１，７６９号（代理人整理番号 ＥＡＴＮ−０２０２−Ｐ０１）に対する優先権を主張するものであり、その開示内容の全体は、参照により本明細書に含まれる。

また、本出願は、２０１１年３月１８日に出願された「ＳＷＩＴＣＨＩＮＧ ＲＯＣＫＥＲ ＡＲＭ」と称する米国特許出願第１３／０５１，８３９号（米国特許出願公開第２００１／０２２６２０８号）、及び、２０１１年３月１８日に出願された「ＳＷＩＴＣＨＩＮＧ ＲＯＣＫＥＲ ＡＲＭ」と称する米国特許出願第１３／０５１，８４８号の一部継続出願であり、その開示内容の全体は、参照により本明細書に含まれる。米国特許出願第１３／０５１，８３９号及び米国特許出願第１３／０５１，８４８号はいずれも、２０１０年３月１９日に出願された「ＶＡＲＩＡＢＬＥ ＶＡＬＶＥ ＬＩＦＴＥＲ ＲＯＣＫＥＲ ＡＲＭ」と称する米国特許仮出願第６１／３１５，４６４号に対する優先権を主張するものであり、その開示内容の全体は、参照により本明細書に含まれる。

本出願は、内燃機関のロッカーアーム構成に関し、詳しくは、効率性が高くかつ新規なバルブ駆動スイッチングロッカーアームシステムに関する。

燃料消費及び温室効果ガス排出の増大並びに世界的なエネルギーコストの上昇に関する地球環境及び世界経済の懸案事項、並びに、低運転コストに対する要求により、法規制及び消費需要が変化している。これらの規制及び要求は益々厳しくなっているため、要望される便益を実現するために、先進のエンジン技術を開発及び実装しなければならない。

図１Ｂは、現行のバルブトレイン構成のいくつかを示す図である。第１型構成（２１）及び第２型構成（２２）の両方で、１つまたは複数のバルブ駆動ローブ３０を備えるカムシャフトは、エンジンバルブ２９の上方に位置している（オーバーヘッドカム）。第１型のバルブトレイン（２１）において、オーバーヘッドカムのローブ３０は、油圧ラッシュアジャスタ（ＨＬＡ）８１２を通じてバルブを直接駆動する。第２型のバルブトレイン（２２）において、オーバーヘッドカムのローブ３０は、ロッカーアーム２５を駆動し、ロッカーアームの第１端がＨＬＡ８１２上を旋回する。

第３型構成（２３）において、ロッカーアーム２８の第１端は、カムローブ３０上に乗ってその上方に位置し、一方、ロッカーアーム２８の第２端は、バルブ２９を駆動する。カムローブ３０が回転すると、ロッカーアームは、固定シャフト３１回りに旋回する。ＨＬＡ８１２は、バルブ２９の先端部とロッカーアーム２８との間に実装することができる。

第４型構成（２４）において、カムローブ３０は、ロッカーアーム２６の第１端及び第２端を、押下ロッド２７を用いて間接的に駆動する。ＨＬＡ８１２は、カムローブ３０と押下ロッド２７との間に実装されるように図示されている。ロッカーアーム２６の第２端は、バルブ２９を駆動する。カムローブ３０が回転すると、ロッカーアームは、固定シャフト３１回りに旋回する。

自動車エンジンにおける第２型バルブトレイン（２２）の製造量の見積もりは、図１Ａに市場全体におけるパーセンテージとして示されているように、２０１９年に製造される最も一般的な構成となるだろうと予測されている。

第２型バルブトレイン（２２）に対して、エンジン内で燃料を最大限活用するために、摩擦、ポンピング、及び熱損失を低減することによってガソリンエンジンの全体的な効率を改善する技術が導入されている。これらの可変バルブ駆動（variable valve actuation：ＶＶＡ）技術のいくつかが既に導入され、また文献により提案されている。

ＶＶＡ装置は、可変バルブリフト（variable valve lift：ＶＶＬ）システムであってもよく、例えば、２０１２年６月２５日に出願された「Ｓｉｎｇｌｅ Ｌｏｂｅ Ｄｅｃａｔｉｖａｔｉｎｇ Ｒｃｏｋｅｒ Ａｒｍ」と称する米国特許出願第１３／５３２，７７７号明細書に記載されているようなシリンダー休止（cylinder deactivation：ＣＤＡ）システムであってもよい。この特許文献の開示内容の全体、または他のバルブ駆動システムは、参照により本明細書に含まれる。上述したように、これらの機構は、性能及び燃費を改善すること、及び／または、エンジンの排気を低減するために開発されたものである。いくつかの種類のＶＶＡロッカーアームアセンブリには、外側ロッカーアーム内に内側ロッカーアームが含まれ、これらのロッカーアームは、ねじりバネにより互いに付勢し合っている。ラッチがラッチ位置にあるとき、内側ロッカーアームと外側ロッカーアームは、一体の要素として動く。ラッチが解除されているとき、内側ロッカーアームと外側ロッカーアームは、互いに独立に動くことができる。

スイッチングロッカーアームは、通常は、上述したような内側アームと外側アームとを含めて、ラッチ状態と未ラッチ状態とを切り換えることによって、バルブ駆動を制御することができる。状況によっては、これらのアームは、異なる複数のカムローブ（例えば、低リフトローブ、高リフトローブ、及び、リフトなしローブ）に係合する。ロッカーアームのモードを、内燃機関の運転に適した方法で切り換えるための機構が必要となる。

第２型ガソリンエンジンの運転を変更し、燃費を改善するために使用されるＶＶＡ技術の一例は、離散式可変バルブリフト（discrete valve lift：ＤＶＶＬ）である。これは、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームとも呼ばれる。ＤＶＶＬは、標準的な「部分スロットル」に対して、離散的バルブリフト状態を使用するエンジンバルブを用いて、エンジンシリンダーの吸気流を制限するように動作する。

米国環境保護局（ＥＰＡ）は、様々な乗用車用エンジンに適用されたＤＶＶＬの使用時に、燃費が４％改善されることを示した。また、その以前に出された、米国エネルギー省の支援を受けた報告書において、ＤＶＶＬの利点として、４．５％の燃費改善が挙げられている。自動車は、その寿命の大部分を、通常の運行運転の間の「部分スロットル」状態で動作するため、これらのスロットル損失を最小化すれば、大幅な燃費改善を実現することができる。

現在、より効率的に動作し、かつ既存のロッカーアーム構成に対して追加の機能を有するスイッチングロッカーアームに対する要望がある。

１つのロッカーアームに２つの離散的バルブリフト状態を備える、先進の離散式可変バルブリフト（ＤＶＶＬ）システムが構成された。本方式の実施形態は、図１Ｂに示して上述した第２型バルブトレインに関連する。本明細書に開示されるシステムの実施形態は、電気油圧式油量制御バルブ、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（deal feed hydraulic lush adjuster：ＤＦＨＬＡ）、及びＤＶＶＬスイッチングロッカーアームを備えた（実施形態では４気筒の）乗用車用エンジンに適用することができる。本明細書に記載されるＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの実施形態は、スイッチングローラーフィンガーフォロワー（switching roller finger follower：ＳＲＦＦ）ロッカーアームシステムの設計及び開発に関連し、これによって、エンドピボット型ローラーフィンガーフォロワーのバルブトレイン上で、２モードの離散式可変バルブリフトが可能となる。このスイッチングロッカーアーム構成は、低リフト事象に対する低摩擦のローラーベアリング界面を含み、自由なバルブトレイン動作のための通常の油圧式ラッシュ管理を保持している。

モード切換（すなわち、低リフトから高リフトへ、またはその逆）は、カムの１回転のうちに達成され、運転者に対して透明性を有する。ＳＲＦＦは、既存のエンジン設計への組付けのために必要なオーバーヘッドのための大きな変更を防止する。カム界面の負荷担持面は、低リフト動作のためのローラーベアリングと、高リフト動作のためのダイアモンドライクカーボンコーティングされたスライダーパッドとを含んでいてもよい。多くの態様のうち、本発明の教示に従って、低リフトモード及び高リフトモードにおいて、所望の動的性能を達成するための剛性を増大させながら、質量及び慣性モーメントを低減することができる。

ダイアモンドライクカーボンコーティング（ＤＬＣコーティング）により、小型のパッケージ中に滑り界面に対する高い応力が許容される。試験結果は、この技術がロバストであり、全ての寿命条件を満たすことを示している。寿命条件には、使用寿命の要件の６倍まで延長することが含まれる。別の材料及び表面準備方法が検査されたが、その結果は、ＤＬＣコーティングが最も実行可能な選択肢であるというものだった。本出願は、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームのスライダーパッド上にダイアモンドライクカーボン（Diamond-like Carbon：ＤＬＣ）コーティングを使用するように開発された技術に取り組むものである。

システム検証試験の結果、システムは動的要件及び耐久性要件を満たすことが明らかになった。多くの態様のうち、本出願は、ＳＲＦＦ設計の耐久性にも取り組むものである。高速動作、低速動作、切換動作、及びコールドスタート動作に対して、広範な耐久試験が実施された。エンジン回転速度が高い場合の試験の結果、７０００ｒｐｍよりも高いエンジン回転速度で、安定なバルブトレインのダイナミクスが示された。システム損耗要件については、切換、滑り、転がり、及びねじりバネの界面に対して、寿命終了時の基準を満たすものである。損耗を評価するための１つの重要な測定基準は、バルブラッシュの変化を監視することである。損耗に対する寿命要件について、ラッシュは許容可能なウィンドウ内で変化することが示された。機械的態様については、ダイアモンドライクカーボン（ＤＬＣ）コーティングを備えた滑り界面を含む全ての試験にわたって、ロバストな挙動が示された。

柔軟かつ小型のパッケージ化が可能であることに伴って、このＤＶＶＬシステムは、多気筒エンジンに実装することができる。ＤＶＶＬ構成は、ピストン駆動の内燃機関の吸気または排気バルブの任意の組合せに適用することができる。実現技術には、ＯＣＶ、ＤＦＨＬＡ、ＤＬＣコーティングが含まれる。

本出願の教示の実施形態は、自動車用エンジンのシリンダーに対応するエンジンバルブの可変バルブ駆動を制御するための高い耐久性を有するシステムであってもよい。このシステムは、従来の自動車用エンジンの期待寿命を超える耐久性を有する。このシステムは、第１リフトプロファイルを有する第１のクラウン付きカム、第２リフトプロファイルを有する第２のクラウン付きカム、及びロッカーアームアセンブリを含む。ロッカーアームアセンブリは、前記エンジンバルブに接続された端部を備える第１アームを有する。高衝撃ローラーは、エンジンバルブを第１リフトプロファイルに従って動作させるために、第１のクラウン付きカム上に載る。ロッカーアームアセンブリは、第２リフトプロファイルに従ってエンジンバルブ部を動作させるために第２のクラウン付きカムに載るために適したスライダーパッドを備える第２アームを有する。

調整可能なラッチラッシュを有するラッチは、ラッチ位置において第２アームを第１アームに固定し、バルブを第２リフトプロファイルに従って動作させ、ラッチがラッチ位置にないときには、バルブを第１リフトプロファイルに従って動作させるために使用される。

本出願の教示の実施形態は、自動車用エンジンのシリンダーに対応するエンジンバルブの可変バルブ駆動を制御するためのシステムであってもよい。このシステムは、従来の自動車用エンジンの期待寿命を超える耐久性を有するように設計される。このシステムは、第１リフトプロファイルを有する第１のクラウン付きカム、第２リフトプロファイルを有する第２のクラウン付きカム、及びロッカーアームアセンブリを含む。

ロッカーアームアセンブリは、前記エンジンバルブに接続される端部を有する第１アームを含む。第１アームは、第１リフトプロファイルに従って前記エンジンバルブを動作させる第１のクラウン付きカムを追う高衝撃ローラーを有する。

ロッカーアームアセンブリは、第２リフトプロファイルに従って前記エンジンバルブを動作させる第２のクラウン付きカム上に載るスライダーパッドを有する第２アームも含む。

スライダーパッドは、最外層が耐損耗コーティングである耐衝撃多層コーティングで覆われた滑り面を有している。

調整可能なラッチラッシュを有するラッチは、ラッチ位置において第２アームを第１アームに固定し、バルブを第２第２リフトプロファイルに従って動作させ、ラッチがラッチ位置にないときには、バルブを第１リフトプロファイルに従って動作させるために使用される。

添付図面において、図示された要素の境界線は、境界線の単なる一例である。当業者であれば、単一の要素を複数の要素として設計することも、または、複数の要素を単一の要素として設計することも可能である。内部構造として図示された要素は、外部構造として実現することが可能であり、その逆も可能である。

さらに、添付図面及び以下の説明において、図面及び説明を通じて同様の部分には同一の参照符号が付されている。各図は、原寸に比例して描かれてはおらず、特定の部分の比率は、説明のために強調されている。

図１Ａは、２０１２年と２０１９年におけるエンジンタイプの相対的パーセンテージを示す図である。 図１Ｂは、第１型、第２型、第３型、第４型のバルブトレインの一般的構成及び市場規模を示す図である。 図２は、吸気バルブトレイン及び排気バルブトレインの構成を示す図である。 図３は、油圧作動部を含むＤＶＶＬシステムを構成する主要な構成要素を示す図である。 図４は、スイッチングロッカーアームの一例を、３ローブ型カムとともに動作する間に構成される形で示す透視図である。 図５は、ＤＶＶＬの例示的な実装において、吸気バルブと排気バルブの両方についてカムシャフトのクランク角度に対してバルブリフト状態をプロットした図である。 図６は、油圧駆動ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリに対するシステム制御を示す図である。 図７は、ロッカーアームの作動油ギャラリー及び制御バルブ構成を示す図である。 図８は、油圧駆動システム、及び、低リフト（未ラッチ状態）動作の間の例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームシステムの状態を示す図である。 図９は、油圧駆動システム、及び、高リフト（ラッチ状態）動作の間の例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームシステムの状態を示す図である。 図１０は、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）を備える例示的なスイッチングロッカーアームの側面を切り欠いて示す図である。 図１１は、ＤＦＨＬＡを切り欠いて示す図である。 図１２は、ダイアモンドライクカーボンコーティングの複数の層を示す図である。 図１３は、ＤＦＨＬＡボールプランジャーの位置または相対移動を検知するために使用される装置を示す図である。 図１４は、既知の状態に対する相対的なバルブの移動を測定するために、バルブステムとともに使用される装置を示す図である。 図１４Ａ及び図１４Ｂは、バルブステムの移動を測定するための、３つの巻線を使用する第１線形可変差動トランスを示す断面図である。 図１４Ａ及び図１４Ｂは、バルブステムの移動を測定するための、３つの巻線を使用する第１線形可変差動トランスを示す断面図である。 図１４Ｃ及び図１４Ｄは、バルブステムの移動を測定するための、２つの巻線を使用する第２線形可変差動トランスを示す断面図である。 図１４Ｃ及び図１４Ｄは、バルブステムの移動を測定するための、２つの巻線を使用する第２線形可変差動トランスを示す断面図である。 図１５は、例示的なスイッチングロッカーアームの別の透視図である。 図１６は、位置及び／または移動を検出するように構成された装置を示す図である。 図１７は、高リフトと低リフトとの間の遷移の間の、ＯＣＶ駆動電流、駆動オイル圧力、及びバルブリフト状態の関係を示す図である。 図１８は、ＤＶＶＬシステムの制御ロジックを示すダイアグラムである。 図１９は、例示的なスイッチングロッカーアームの展開図である。 図２０は、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリの低リフト運転及び高リフト運転の両方について、作動油圧条件及び油量制御バルブ（ＯＣＶ）状態を示す図である。 図２１−２２は、作動油温度（オイル温度）とラッチ応答時間との関係を示す図である。 図２１−２２は、作動油温度（オイル温度）とラッチ応答時間との関係を示す図である。 図２３は、４気筒エンジン、及びそれぞれのＯＣＶが２つのシリンダーを制御することによって制御される作動油圧において、例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームで使用可能なスイッチングウィンドウを示すタイミングダイアグラムである。 図２４は、高リフトから低リフトへの切換前のラッチの事前負荷を示す、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの側断面図である。 図２５は、低リフトから高リフトへの切換の前のラッチの事前負荷を示す、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの側断面図である。 図２５Ａは、低リフトと高リフトとの間の切換を行うときの臨界的シフト事象を示す、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの側断面図である。 図２６は、４気筒エンジン、及びそれぞれのＯＣＶが２つのシリンダーを制御することによって制御される作動油圧において、例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームで使用可能なスイッチングウィンドウと、構成要素の機械的切換時間を示す拡張されたタイミングダイアグラムである。 図２７は、例示的なスイッチングロッカーアームの透視図である。 図２８は、例示的なスイッチングロッカーアームの上面図である。 図２９は、図２８の２９−２９線に沿った断面を示す断面図である。 図３０Ａ−３０Ｂは、例示的なねじりバネの断面図である。 図３０Ａ−３０Ｂは、例示的なねじりバネの断面図である。 図３１は、外側アーム底部の透視図である。 図３２は、図２８の３２，３３−３２，３３線に沿ってラッチ状態を示す、ラッチ機構の断面図である。 図３３は、未ラッチ状態のラッチ機構の断面図である。 図３４は、別のラッチピン構成を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３５Ａ−３５Ｆは、ピンの動作のためのいくつかの保持装置を示す図である。 図３６は、例示的なラッチピン設計を示す図である。 図３７は、別のラッチ機構を示す図である。 図３８−４０は、スイッチングロッカーアームを組立てるための例示的な方法を示す図である。 図３８−４０は、スイッチングロッカーアームを組立てるための例示的な方法を示す図である。 図３８−４０は、スイッチングロッカーアームを組立てるための例示的な方法を示す図である。 図４１は、ピンの別の実施形態を示す図である。 図４２は、ピンの別の実施形態を示す図である。 図４３は、スイッチングロッカーアームの様々なラッシュ測定値を示す図である。 図４４は、例示的なスイッチングロッカーアームの内側アームを示す透視図である。 図４５は、スイッチングロッカーアームの内側アームを下方から見た透視図である。 図４６は、例示的なスイッチングロッカーアームの外側アームを示す透視図である。 図４７は、例示的なスイッチングロッカーアームのラッチアセンブリを示す断面図である。 図４８は、スイッチングロッカーアームのカムシャフト角に対するラッシュを示す図である。 図４９は、例示的なスイッチングロッカーアームの側断面図である。 図５０は、負荷状況時の最大たわみが特定された領域を有する外側アームの透視図である。 図５１は、例示的なスイッチングロッカーアームの上面図である。 図５２は、例示的なスイッチングロッカーアームの、図５１の５２−５２線に沿った断面図である。 図５３は、例示的なスイッチングロッカーアームの展開図であり、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリの慣性に影響を及ぼす主要な構成要素を示す図である。 図５４は、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリにおいて、慣性と剛性の関係を最適化する設計工程を示す図である。 図５５は、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリの設計の反復において、剛性に対して慣性をプロットした図である。 図５６は、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリにおいて、位置に対して、応力、たわみ、負荷、及び剛性をプロットした図である。 図５７は、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリの慣性の範囲に対して、剛性をプロットした図である。 図５８は、複数のＤＶＶＬスイッチングロッカーアームアセンブリの構成要素において、剛性と慣性の許容可能な離散的範囲を示した図である。 図５９は、ＤＦＨＬＡ及びバルブ含む、例示的なスイッチングロッカーアームアセンブリを示す側断面図である。 図６０は、例示的なスイッチングロッカーアームの構成要素の位置に対して剛性値の範囲をプロットした図である。 図６１は、例示的なスイッチングロッカーアームの構成要素の位置に対して質量分布値の範囲をプロットした図である。 図６２は、ラッチ変位を測定する試験スタンドを示す図である。 図６３は、スイッチングロッカーアームアセンブリを試験するための非点火試験スタンドを示す図である。 図６４は、カムシャフト角に対してバルブ変位をプロットした図である。 図６５は、スイッチングローラーフィンガーフォロワー（ＳＲＦＦ）ロッカーアームアセンブリの耐久性を試験するための重要な試験の階層を示す図である。 図６６は、システムの加速劣化試験サイクルにわってＳＲＦＦを評価するための手順を示す図である。 図６７は、ＳＲＦＦ耐久試験の相対的試験時間を示す円グラフである。 図６８は、試験の間にＳＲＦＦに取り付けられてそれを監視するひずみゲージを示す図である。 図６９は、低リフトモードのバルブ閉止速度を示す図である。 図７０は、バルブ降下高さ分布を示す図である。 図７１は、カムシャフト角に対して臨界的シフトの分布を示す図である。 図７２は、使用前の新規の外側アームを示す図である。 図７３は、使用後の外側アームの典型的な損耗を示す図である。 図７４は、寿命試験において平均のねじりバネ負荷損失を示す図である。 図７５は、システムの加速劣化試験において、全機械的ラッシュの変化を示す図である。 図７６は、寿命終了時のＤＬＣコーティングを備えるスライダーパッドを示す図であり、最小損耗を示している。 図７７は、クラウン型形状を使用したカムシャフト表面の実施形態を示す図である。 図７８は、試験クーポン上の支持ロッカーに取付けられた一対のスライダーパッドを示す図である。 図７９Ａは、クーポンの試験において、早期のＤＬＣコーティング損失を示す図である。 図７９Ｂは、最大設計負荷及び０．２度の開先角度で試験されたクーポンの典型的な一例を示す図である。 図８０は、ＤＬＣコーティングを有する試験クーポンについて、エンジン寿命に対して試験された応力レベルを示すグラフである。 図８１は、ＤＬＣコーティングによるコーティングの前に研磨されたスライダーパッド、及び研磨されていないスライダーパッドについて、エンジン寿命における増大を示すグラフである。 図８２は、試験に研削工程及び研磨工程が同時に行われる製造方法の開発を示すフローチャートである。 図８３は、３つの異なる研削機に対して、スライダーパッドの角度制御の結果を示す図である。 図８４は、３つの異なる研削機に対して、表面仕上げの測定値を示す図である。 図８５は、スライダーパッドの研削工程の間に外側アームを保持する６つの異なる固定治具の結果を示す図である。 図８６は、高リフトモードにおけるバルブ閉止速度を示すグラフである。 図８７は、耐久試験の期間を示す図である。

本明細書で使用される用語は、本明細書で再定義されない限り、一般的かつ通常の意味を有する。本明細書で用語が再定義された場合、新規の定義が、一般的意味よりも優先される。

１． ＤＶＶＬシステムの概要
以下の節において、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（dual-feed hydraulic lash adjuster：ＤＦＨＬＡ）と油量制御バルブ（oil control valve：ＯＣＶ）とを組合せて使用して油圧駆動される、カム駆動の離散式可変バルブリフト（ＤＶＶＬ）スイッチングロッカーアーム装置について、第２型バルブトレインの吸気バルブに据え付けられた形で説明する。別の実施形態において、この構成は、ピストン駆動内燃機関の吸気バルブ及び排気バルブの任意の組合せに対して適用することができる。

図２に示すように、この実施形態における排気バルブトレインは、固定ロッカーアーム８１０と、１ローブ型カムシャフト８１１と、標準的な油圧式ラッシュアジャスタ（ＨＬＡ）８１２と、排気バルブ８１３とを含む。図２及び図３に示すように、吸気バルブトレインは、３ローブ型カムシャフト１０２と、スイッチングロッカーアームアセンブリ１００と、上側流体ポート５０６及び下側流体ポート５１２を備えるデュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）１１０と、電気油圧式ソレノイド油量制御バルブアセンブリ（ＯＣＶ）８２０とを含む。ＯＣＶ８２０は、入口ポート８２１と、第１制御ポート８２２と、第２制御ポート８２３とを含む。

図２を参照すると、吸気バルブトレインと排気バルブトレインは、いくつかの共通の幾何学的構造を備えている。共通の幾何学的構造には、ＨＬＡ８１２に対するバルブ８１３間隔と、ＤＦＨＬＡ１１０に対するバルブ間隔１１２が含まれる。共通の幾何学的構造を維持することで、標準的なチェーン駆動システムを使用しながら、ＤＶＶＬシステムを、既存の、または軽微な変更を施した第２型シリンダーヘッドスペースとパッケージ化することができる。吸気バルブトレインと排気バルブトレインの両方に共通のその他の構成要素には、図４に示すように、バルブ１１２、バルブスプリング１１４、バルブスプリング保持部１１６が含まれる。バルブキー及びバルブステムシール（図示は省略する）も、吸気と排気の両方に共通である。共通の構成要素を使用して、共通の幾何学的構造を維持することによって、ＤＶＶＬシステムの実装コストを最小限に留めることができる。

図３に示す吸気バルブトレインの構成要素は、一斉に動作して、高リフトカムシャフトローブ１０４、１０６または低リフトカムシャフトローブ１０８のいずれかを使用して、吸気バルブ１１２を開く。高リフトカムシャフトローブ１０４、１０６は、固定吸気バルブトレインに相当する性能を発揮するように設計されている。低リフトカムシャフトローブ１０８によって、低いバルブリフトが実現され、吸気バルブを早く閉じることができる。図５は、クランク角８１７に対してバルブリフト８１８をプロットしたグラフである。カムシャフト高リフトのプロファイル８１４、及び、固定排気バルブリフトのプロファイル８１５が、低リフトのプロファイル８１６と対比される。プロファイル８１６によって示される低リフト事象では、部分スロットル運転の間の吸気事象のリフト量及び持続時間の両方が低減し、これによって、スロットル損失が低減し、燃費の改善が実現される。これは、早期吸気バルブ閉止（early intake valve closing:ＥＩＶＣ）とも呼ばれる。全出力運転が必要な場合、ＤＶＶＬシステムは、標準的な固定リフト事象と同様の高リフトのプロファイル８１４に戻る。低リフトから高リフトへの遷移、及び、高リフトから低リフトへの遷移は、カムシャフトの１回転内で生じる。プロファイル８１５によって示される排気リフト事象は、固定されており、低リフトまたは高リフトの吸気事象のいずれにおいても同様に動作する。

ＤＶＶＬスイッチングを制御するために使用されるシステムは、油圧駆動を使用する。図６は、本発明が教示する実施形態で使用される油圧制御及び駆動システム８００を模式的に示した図である。油圧制御及び駆動システム８００は、制御ロジックによる指令に従って、高リフトと低リフトの間の切換のために備えられた機械的ラッチアセンブリに、作動油を供給するように構成される。エンジン制御装置８２５は、機械的切換工程が開示される時期を制御する。図示される油圧制御及び駆動システム８００は、上述した吸気バルブトレイン上の４気筒インライン第２型エンジン用のものである。但し、この制御及び駆動システムを、他の「型」のエンジン及び異なる気筒数に対して適用できることは、当業者には容易に理解されるものである。

本明細に記載されたＤＶＶＬシステムで使用される、上述した実現技術は、他のＤＶＶＬシステムの構成要素との組合せで使用し、固有の組合せに分割するものであってもよい。そのいくつかについて、次に説明する。

２． ＤＶＶＬシステム実現技術
本システムで使用されるいくつかの技術は、様々な応用例において複数の使用法を有しているが、ここでは、本明細書に記載されたＤＶＶＬシステムの構成要素として説明する。これらの技術には、次のものが含まれる。

２．１ 油量制御バルブ（ＯＣＶ）及び油量制御バルブアセンブリ
ここで、図７〜図９を参照すると、ＯＣＶは、作動油をロッカーアーム１００に方向付けるか、または方向付ないことで、ロッカーアーム１００の高リフトモードと低リフトモードとの間の切り換えを生じさせる制御装置である。ＯＣＶの作動及び停止は、制御装置信号８６６によって生じる。１つまたは複数のＯＣＶは、単一のモジュールにパッケージ化されてアセンブリを形成するものであってもよい。一実施形態において、ＯＣＶアセンブリ８２０は、パッケージ化された２つのソレノイド型ＯＣＶからなる。図８及び図９に示すように、この実施形態では、制御装置は、信号８６６をＯＣＶアセンブリ８２０に供給し、これによって、ＯＣＶアセンブリは、高圧力（実施形態では、少なくとも２×１０^５Ｐａ（２ bar）の油圧）または低圧力（実施形態では、０．２×１０^５〜０．４×１０^５Ｐａ（０．２〜０．４ bar）の作動油を油量制御ギャラリー８０２、８０３に供給し、これによって、スイッチングロッカーアーム１００は、低リフトモードまたは高リフトモードのいずれかになる。ＯＣＶアセンブリ８２０のさらなる説明は、以下の節に記載されている。

２．２ デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）
多くの油圧式ラッシュアジャスタ装置は、エンジン内のラッシュを維持するために存在する。ロッカーアーム１００（図４）のＤＶＶＬ切換に対して、従来のラッシュ管理は必要であるものの、従来のＨＬＡ装置は、切換のために必要な流量を供給すること、運転の間にアセンブリ１００によって印加される関連する側面負荷に耐えること、及び、制限されたパッケージ空間内に収めることを実現するために不十分なものである。スイッチングロッカーアーム１００とともに使用される小型のデュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ１１０（ＤＦＨＬＡ）について、低消費で最適化された油圧を供給するように構成された一群のパラメータ及び幾何学的構成、及び、側面負荷に対処できるように構成された一群のパラメータ及び幾何学的構成とともに、説明する。

図１０に示すように、ボールプランジャーエンド６０１は、ボールソケット５０２に、全ての方向に回転自在に組み込まれる。これによって、特定の運転モード（例えば、高リフトから低リフトへの切換、または、低リフトから高リフトへの切換）におけるボールプランジャーエンド６０１の側面の、そして（おそらくは）非対称な負荷が許容される。典型的なボールエンドプラジャーと比較して、ＤＦＨＬＡ１１０ボールエンドプランジャー６０１は、側面負荷に耐えるために厚い材料で構成されている。図１１に、プランジャーの厚さ５１０が示されている。ボールプランジャーエンド６０１のために選択される材料は、許容される運動学的負荷も高いものであり、例えば、クロム・バナジウム合金である。

ＤＦＨＬＡ１１０内の作動油の流路は、油圧による切換を着実に実行し、かつポンピング損失を低減するために、高流量及び低圧力降下となるように構成される。ＤＦＨＬＡは、図１１に示すように、エンジンの、外面５１１に対してシールを形成するサイズに形成された円筒受入ソケットに組み付けられる。円筒受入ソケットは、第１作動油流路５０４との組合せにより、特定の断面積を有する閉じた流路を形成する。

図１１に示すように、好適な実施形態には、４つの作動油流ポート５０６（２つのみが図示されている）が含まれており、これらは、第１作動油流路５０４のベース部の周りに等間隔に配置されている。加えて、２つの第２作動油流路５０８、ボールエンドプランジャー６０１の周りに等間隔に配置されており、２つの第２作動油流路は、第１作動油流路と作動油ポート５０６を通じて流体連通する。作動油流ポート５０６と第１作動油流路５０４は、作動油の一様な流れを確保し、第１作動油流路５０４から第３作動油流路５０９への圧力降下を最小限に留めるために、特定の面積を備えて、ＤＦＨＬＡ１１０本体の周りに間隔をおいて配置されている。第３作動油流路５０９は、複数の第２作動油流路５０８からの組合された作動油流に適した大きさに形成されている。

２．３ ダイアモンドライクカーボンコーティング（ＤＬＣＣ）
ダイアモンドライクカーボンコーティング（Diamond-like carbon coating：ＤＬＣ）について説明する。ダイアモンドライクカーボンコーティングによれば、処置される部品間の摩擦を低減でき、同時に、必要な損耗特性及び負荷特性を提供できる。類似のコーティング材料及び工程は存在するが、ＶＶＡシステムで使用する場合の多くの要件を満足するために十分なものはない。これらの要件は、例えば、１）十分硬く、２）適切な負荷耐性を有し、３）開放環境において化学的に安定であり、４）部品アニーリング温度を超えない温度の工程で付着され、５）エンジン寿命要件を満たし、６）鋼鉄と鋼鉄との界面と比較して摩擦が低減する、というものである。

上述した要件を満たす特有のＤＬＣコーティング工程について説明する。選択されたＤＬＣコーティングは、水素化アモルファスカーボンまたは同様の材料によるものである。ＤＬＣコーティングは、図１２に記載されるような、いくつかの層からなる。

１． 第１層は、クロム接着層７０１であり、金属の受入面７００と次の層７０２との間の結合剤として機能する。
２． 第２層７０２は、窒化クロムであり、ベース金属の受入面７００とＤＬＣコーティングとの間の界面に延性を付加する。
３． 第３層７０３は、炭化クロムと水素化アモルファスカーボンとの組合せであり、ＤＬＣコーティングを窒化クロム層７０２へ結合する。
４． 第４層７０４は、水素化アモルファスカーボンからなり、硬機能性損耗界面を形成する。

全層７０１〜７０４を組み合わせた厚さは、２マイクロメートルと４マイクロメートルの間である。ＤＬＣコーティングは、金属の受入面７００に対して直接付着させることはできない。耐久性要件を満たし、第１クロム接着層７０１とベース受入面７００とを適切に結合するために、ベース層受入面７００に対して、機械加工により特有の表面仕上げを施す必要がある。

２．４ 検出及び測定
センサを使用して収集される情報は、切換モードの検証、エラー状況の特定、または、切換ロジック及びタイミングで分析され、使用される情報を提供するために使用することができる。使用できるいくつかの検出装置について、以下に説明する。

２．４．１ デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）の移動
可変バルブ駆動（ＶＶＡ）技術は、切換装置（例えば、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームまたはシリンダー休止（ＣＤＡ）ロッカーアーム）を使用して、エンジン運転の間にバルブリフトのプロファイルを変更するように構成される。これらの装置を使用した場合、バルブリフトの状態は、正常な切換動作を保障するか、またはエラー状況／誤動作を検出する重要な情報である。

ＤＦＨＬＡは、ラッシュを管理すること、及び、ＣＤＡまたはＤＶＶＬのようなスイッチングロッカーアームアセンブリを採用したＶＶＡシステムの切換のための作動油を供給することの両方のために使用される。図１０の断面に示されるように、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００に対する通常のラッシュ調整によって、高リフト運転及び低リフト運転の両方の間に、ボールプランジャー６０１は、内側アーム１２２受入ソケットと接触するように維持される（詳細については以下の節で説明する）。ボールプランジャー６０１は、負荷が高リフトと低リフトの間で変化したときに、必要に応じて移動するように構成される。図１３に示す移動量５１４を運転の既知の状態と対比することによって、ラッチ状態を決定することができる。一実施形態では、非接触スイッチ５１３が、ＨＬＡの外側本体とボールプラジャーの円筒体との間に配置される。第２の例として、特定の移動量５１４によって発生する磁界の変化を測定できるように、ホール効果型センサが取付けられるものであってもよい。

２．４．２ バルブステムの移動
可変バルブ駆動（ＶＶＡ）技術は、切換装置（例えば、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム）を使用して、エンジン運転の間にバルブリフトのプロファイルを変更するように構成される。バルブリフトの状態は、正常な切換動作を保障するか、またはエラー状況／誤動作を検出する重要な情報である。バルブステムの位置及び相対移動のセンサは、この機能のために使用することができる。

ＶＶＡ切換の状態を監視し、切換の誤動作があるかどうかを判別するための一実施形態が、図１４及び図１４Ａに示されている。本発明の教示の一態様に従って、線形可変作動トランス（linear variable differential transformer：ＬＶＤＴ）型の変換器を、機械的にバルブに取り付けることにより、バルブ８７２の直線状の移動を、対応する電気信号に変換することができる。数百万分の１インチから数インチまでの移動を測定できるＬＶＤＴ線形位置センサが、容易に入手可能である。

図１４Ａに、バルブステム案内部８７１に組み付けられた、典型的なＬＶＤＴの構成要素を示す。ＬＶＤＴの内部構造には、一次巻線８９９と、同様に巻回された一対の二次巻線８９７、８９８とが含まれており、一次巻線は、一対の二次巻線の間の中央に位置している。様々な実施形態において、各巻線８７７、８８８、８９９は、バルブ案内部本体８７１に形成され、薄壁セクション８７８、第１端部壁８９５、及び第２端部壁８９６によって区切られた凹部内に巻回されている。この実施形態では、バルブ案内部本体８７１は固定されている。

ここで、図１４、図１４Ａ、及び図１４Ｂに示されるように、このＬＶＤＴ構成の移動要素は、コア８７３と呼ばれる透磁性材料からなる、別体の管状のアーマチャである。様々な実施形態において、コア８７３は、任意の適切な方法及び製造材料（例えば、鉄）を使用して、バルブ８７２ステムに組み込まれている。

コア８７３は、一次巻線８９９及び二次巻線８９７、８９８の内部で軸方向に自由に移動し、位置測定の対象であるバルブ９７２に機械的に結合されている。ボア内において、コア８７３とバルブ案内部８７１との間に物理的な接触はない。

動作時、ＬＶＤＴの一次巻線８９９は、適切な振幅及び振動数の交流電流を通電することによって励磁される。これは、一次励磁として知られている。これによって発生する磁束は、コア８７３によって、隣接する二次巻線８９７、８９８に結合される。

１４Ａに示すように、コア８７３が一対の二次巻線８９７、８９８の中間に位置している場合、同等の磁束がそれぞれの二次巻線に結合し、その結果、二次巻線８９７及び８９８に誘起されるそれぞれの電圧は等しい。このようなゼロ点として知られる基準中間コア８７３位置において、差動電圧出力は基本的にゼロである。

コア８７３は、一次巻線８９９の両端を通過して延びるように構成されている。図１４Ｂに示すように、コア８７３が、ある距離８７０だけ移動して、巻線８９８よりも巻線８９７に近接した場合、巻線８９７に結合する磁束が増大し、巻線８９８に結合する磁束が減少する結果、ゼロではない差動電圧が生じる。この差動電圧を測定することによって、バルブ８７２の移動方向と位置の両方を示すことができる。

図１４Ｃ及び図１４Ｃに示す第２の実施形態は、上述したＬＶＤＴ構成が、第２コイル８９８（図１４Ａ）を除去することによって変更されている。コイル８９８が除去されると、コイル８９７に誘起される電圧は、コア８７３の端部位置８７４に対して変化する。バルブ８７２の移動の方向及びタイミングが既知の実施形態では、移動量を測定するために１つの二次コイル８９７のみが必要となる。上述したように、バルブのコア８７３部分は、いくつかの方法を使用して配置及び作製することができる。例えば、端部位置８７４における溶接によって、ニッケル基材の非コア材料と鉄基材のコア材料とを結合することができる。また、直径を物理的に低減させることによって、磁束が変化する端部位置８７４を特定の位置に決めることもできる。または、鉄基材の材料のスラグを、端部位置８７４に挿入及び配置することもできる。

本明細書の開示に鑑みれば、一例におけるＬＶＤＴセンサ要素は、バルブ案内部８７１の頂部付近に配置して、その点の下方での温度消散を可能することもできる。このような位置は、バルブステムの製造における典型的な溶接点の上方とすることもできる一方、溶接点を移動することもできる。二次巻線８９７に対するコア８７３の位置は、誘起される電圧に比例する。

運転時のエンジンにおける上述したようなＬＶＤＴセンサの使用には、いくつかの利点があり、これらの利点には次の事項が含まれる。１）摩擦のない動作。通常の使用では、ＬＶＤＴのコア８７３とコイルアセンブリとの間に機械的な接触はない。摩擦がないことによって、機械的寿命も延長される。２）無限に近い分解能。ＬＶＤＴは、摩擦なしの構造において電磁結合の原理に従って動作するため、コア位置を無限に小さな変化まで測定することができ、それを制限するものは、ＬＶＤＴ信号調節器におけるノイズと出力ディスプレイの解像度だけである。この特性は、顕著な再現性にもつながる。３）環境的ロバスト性。ＬＶＤＴの組立に使用される材料及び構造の技術により、様々な環境条件に対して頑丈かつ耐久性の高いセンサが作られる。巻線８９７、８９８，８９９を結合した後に、バルブ案内部本体８７１内にエポキシ封止することができ、これによって、優れた耐湿性及び耐水性が生じるとともに、大きな衝撃負荷及び高い振動レベルに対する耐性が生じる。さらに、コイルアセンブリを、耐油性及び腐食性環境に対する耐性を有するように、密封することもできる。４）ゼロ点の再現性。ＬＶＤＴのゼロ点の位置は、動作温度範囲が非常に広い場合でも、上述したように、非常に安定であり、再現性が高い。５）素早い動的応答。通常の動作の間に摩擦がないことによって、ＬＶＤＴは、コア位置の変化に対して非常に迅速に応答する。ＬＶＤＴセンサの動的応答に対する制限は、コアアセンブリの質量による小さな慣性効果のみである。大部分の場合、ＬＶＤＴ検出システムの応答は、信号調節器の特性によって決定される。６）絶対出力。ＬＶＤＴは、増分出力装置とは反対に、絶対出力の装置である。これは、電力の損失が発生しても、ＬＶＤＴから送信される位置データが失われないことを意味する。測定システムを再スタートさせたとき、ＬＶＤＴの出力値は、電力損失が発生する前の値と同じである。

上述したバルブステム位置センサは、ＬＶＤＴ型の変換器を使用することによって、エンジンの運転の間のバルブステムの位置を判別する。このセンサは、バルブステムの位置を追跡し、監視された位置をＥＣＵに対して返送可能な、任意の既知のセンサ技術であってもよく、これらのセンサには、ホール効果センサ、電子的センサ、光学的センサ、及び機械的センサが含まれる。

２．４．３ 部品の位置／移動
可変バルブ駆動（ＶＶＡ）技術は、切換装置（例えば、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム）を使用して、エンジン運転の間にバルブリフトのプロファイルを変更するように構成される。切換状態の変化によって、ＶＶＡアセンブリの部品の位置が、絶対的な意味で、または、アセンブリ内で互いに相対的に、変化する場合がある。位置変化の測定は、ＶＶＡ切換の状態を監視し、切換の誤動作があるかどうか判別するように構成及び実装することができる。

ここで、図１５、図１６に示すように、例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームアセンブリ１００を、相対移動、運動、または距離を測定する高精度非接触センセ８２８を備えるように構成することができる。

一実施形態において、高リフトモード及び低リフトモードにおいて、外側アーム１２０の既知の位置に対する移動を評価するために、移動センサ８２８が第１端１０１（図１５）の近傍に配置されている。この例では、移動センサ８２８は、永久磁石コアの周りに巻回されたワイヤを含み、鉄材料が既知の磁界を通過するときに発生する磁束の変化を測定することによって、移動を検出するように配置され、かつ向き付けられている。例えば、磁性（鉄材料）である、外側アームの結合バー８７５が、位置センサ８２８の永久磁石磁界を通過すると、磁束密度が変調され、コイルにＡＣ電圧が誘起されて、結合バー８７５の近さに比例する電気的出力が生成される。変調電圧は、以下の節で説明されるエンジン制御装置（ＥＣＵ）に入力される。ＥＣＵでは、処理装置がロジック及び計算を使用して、ロッカーアームアセンブリ１００の動作を始動させる。様々な実施形態において、電圧出力は、電圧信号が無いことまたは有ることが高リフトまたは低リフトを示すような、２進値であってもよい。

位置センサ８２８は、ロッカーアームアセンブリ１００の他の部品の移動を測定するように配置されるものであってもよい。第２の実施形態では、センサ８２８は、外側アーム１２０に対する内側アーム１２２の位置を評価するために、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ（図１５）の第２端１０３に配置されるものであってもよい。

第３の実施形態において、センサ８２８は、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００のラッチ２００の位置を直接評価するように配置されるものであってもよい。ラッチ２００及びセンサ８２８は、それらがラッチ状態（高リフトモード）にあるときに互いに係合して固定され、未ラッチ（低リフトモード）の運転では、分離する。

移動は、誘導センサを使用して検出することもできる。センサ８７７は、例えばバルブステム１１２の移動または移動がないことの測定が可能なように取付けられたホール効果センサであってもよい。

２．４．４ 圧力特性
可変バルブ駆動（ＶＶＡ）技術は、切換装置（例えば、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム）を使用して、エンジン運転の間にバルブリフトのプロファイルを変更するように構成される。適切な制御には、正常な切換動作を確認するか、またはエラー状況／誤動作を検出する装置が必要である。切換状態の変化により、油圧駆動システム内に明確な圧力信号が生じる。図１７は、図６に示すＤＶＶＬシステム８００のシリンダー１からの測定データを示すグラフである。測定データには、上側ギャラリー８０２、８０３で想定された作動油（オイル）圧力８８０、ＯＣＶアセンブリ８２０のソレノイドバルブ電流８８１、及びバルブリフトが含まれる。これらのデータは、スイッチングロッカーアームアセンブリ１００が、高リフト状態から低リフト状態に遷移する際の時間に対してプロットされている。正常な作動油圧力によって、ＤＡ及びＶＶＬのようなシステムの切換を始動させるために必要な流体剛性が生じ、ラッチ状態または未ラッチ状態を予測、判別するために使用できる非常に明確なパターンが生じる。ラッチ状態は、ＥＣＵに対する重要な入力であり、これによって、ＥＣＵは、燃費を低減し、汚染を低減し、またはアイドル及びノッキングを調整するために燃料／空気混合の調整をすることなどの、様々な動作を実行することができる。

３． 切換制御及びロジック
３．１ エンジン実装
以下の節で、図４に示すＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム１００に、制御された圧力でエンジンオイルを供給するＤＶＶＬ油圧システムについて、４気筒エンジンにおける第２型バルブトレインの吸気バルブに組み付けられた形で説明する。別の実施形態では、この作動油供給システムは、ピストン駆動式内燃機関の吸気バルブまたは排気バルブの任意の組合せに適用することができる。

３．２ ロッカーアームアセンブリへの作動油供給システム
図３、図６、図７には、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム１００（図４）に、制御された圧力でエンジンオイル８０１を供給するＤＶＶＬ油圧システムが示されている。この構成では、圧力調整されていないシリンダーヘッド８０１からのエンジンオイルは、ＨＬＡ下側供給ギャラリー８０５に供給される。図３に示すように、このオイルは、常に、ＤＦＨＬＡの下側供給入口５１２と流体的に連通し、そこで、通常のラッシュ調整を実行するために使用される。圧力調整されていないシリンダーヘッド８０１からのエンジンオイルは、油量制御バルブアセンブリの入口８０１にも供給される。上述したように、このＤＶＶＬ実施形態のＯＣＶアセンブリ８２０は、独立に駆動され、共通の入口８２１からのオイル圧力を調整する２つのソレノイドバルブを含んでいる。ＯＣＶアセンブリ８２０の第１制御ポート出口８２２からの作動油は、第１上側ギャラリー８０２に供給され、第２制御ポート８２３からの作動油は、第２上側ギャラリー８０３に供給される。第１ＯＣＶは、シリンダー１及びシリンダー２のリフトモードを決定し、第２ＯＣＶは、シリンダー３及びシリンダー４のリフトモードを決定する。図１８に示し、以下の節で説明するように、ＯＣＶアセンブリ８２０におけるバルブの駆動は、エンジン制御装置８２５によって指令され、エンジン制御装置は、特定の物理的構成、スイッチングウィンドウ、及び、一群の運転パラメータ（例えば、特定の気筒数及び特定のオイル温度）についての検知された情報及び保存された情報の両方に基づくロジックを使用する。上側ギャラリーからの圧力調整された作動油は、ＤＦＨＬＡ上側ポート５０６に向けられ、ここで、流路５０９を通じてスイッチングロッカーアームアセンブリ１００に伝達される。図１９に示すように、作動油は、第１オイルギャラリー１４４及び第２オイルギャラリー１４６を介し、ロッカーアームアセンブリ１００を通じてラッチピンアセンブリ２０１に連通し、ここで、高リフト状態と低リフト状態の切換を始動させるために使用される。

上側ギャラリー８０２、８０３内に蓄積された空気をパージすることは、流体剛性を維持するとともに圧力上昇時間の変動を最小化するために重要である。圧力上昇時間は、切換動作の間のラッチ移動時間に直接影響を及ぼす。蓄積された空気をシリンダーヘッドのバルブカバー下の空気隙間に逃すために、上側ギャラリー８０２、８０３の高い位置に、図６に示す受動的抽気ポート８３２、８３３が追加された。

３．２．１ 低リフトモードにおける作動油供給
ここで、図８を参照すると、ＤＶＶＬシステムは、低リフトモードにおいて、アイドル状態から３５００ｒｐｍまで動作するように構成されている。ロッカーアームアセンブリ１００及び３ローブ型カム１０２の断面図は、低リフト運転を示す。図８及び図１９に示されるアセンブリの主要な構成要素には、内側アーム１２２、ローラーベアリング１２８、外側アーム１２０、スライダーパッド１３０、１３２、ラッチ２００、ラッチバネ２３９、ピボット軸１１８、及びロストモーションねじりバネ１３４、１３６が含まれる。低リフト運転の場合、ＯＣＶアセンブリ８２０のソレノイドバルブが励磁されると、２．０×１０^５Ｐａ（２．０ bar）以上の未調整油圧が、制御ギャラリー８０２、８０３及びＤＦＨＬＡ１１０を通じてスイッチングロッカーアームアセンブリ１００に供給される。この圧力によってラッチ２００は退縮し、内側アーム１２２と外側アーム１２０はロック解除されて、独立に移動できるようになる。高リフトカムシャフトローブ１０４、１０６（図３）の、外側アーム１２０上のスライディングインタフェースパッド１３０、１３２との接触は維持される。外側アーム１２０は、ピボット軸１１８回りに回転し、バルブ１１２に対して何の移動も生じさせない。これは、一般的に、ロストモーションと呼ばれる。低リフトカムのプロファイル８１６（図５）は、早期にバルブを閉止するように構成されるため、スイッチングロッカーアーム１００は、高リフトカムシャフトローブ１０４、１０６（図３）からの全ての動きを移動するように構成される必要がある。ロストモーションねじりバネ１３４、１３６（図１５）からの力によって、外側アーム１２０が、高リフトローブ１０４、１０６（図３）と接触したままでいることが保障される。低リフトローブ１０８（図３）は、内側アーム１２２上のローラーベアリング１２８と接触し、バルブは、低リフトにおける早期のバルブ閉止のプロファイル８１６（図５）に従って開放される。

３．２．２ 高リフトモードにおける作動油供給
ここで、図９を参照すると、ＤＶＶＬシステムは、高リフトモードにおいて、アイドル状態から７３００ｒｐｍまで動作するように構成されている。ロッカーアームアセンブリ１００及び３ローブ型カム１０２の断面図は、高リフト運転を示す。図９及び図１９に示されるアセンブリの主要な構成要素には、内側アーム１２２、ローラーベアリング１２８、外側アーム１２０、スライダーパッド１３０、１３２、ラッチ２００、ラッチバネ２３９、ピボット軸１１８、及びロストモーションねじりバネ１３４、１３６が含まれる。

高リフト運転を開始するために、ＯＣＶセンブリー８２０のソレノイドバルブは非励磁状態とされる。ラッチバネ２００はラッチ２００を伸長させ、内側アーム１２２と外側アーム１２０とをロックする。これらのロックされたアームは、１つの固定されたロッカーアームのように機能する。対称な高リフトローブ１０４、１０６（図３）は、外側アーム１２０上のスライダーパッド１３０、（及び図示を省略する１３２）に接触し、内側アーム１２２をＤＦＨＬＡ１１０のボールエンド６０１回りに回転させ、高リフトのプロファイル８１４（図５）に従ってバルブ１１２を開放する。この間に、０．２×１０^５〜０．４×１０^５Ｐａ（０．２〜０．４ bar）に調整された油圧が、制御ギャラリー８０２、８０３を通じてスイッチングロッカーアーム１００に供給される。油圧が０．２×１０^５〜０．４×１０^５Ｐａ（０．２〜０．４ bar）に維持されることによって、オイル流路は充填された状態に維持されるが、ラッチ２００は退縮されない。

高リフトモードでは、最大のエンジン回転速度におけるバルブトレインの適切なラッシュ補償を確実に実行するために、ＤＦＨＬＡのデュアルフィード機能が重要である。図９に示す下側ギャラリー８０５は、シリンダーヘッドの油圧を下側ＤＦＨＬＡポート５１２（図１１）に連通する。ＤＦＨＬＡの下側部分は、通常の油圧式ラッシュ補償機構を実行するように構成されている。ＤＦＨＬＡ１１０機構は、空気混入を避け、かつ全てのエンジン回転速度でオイルが一杯に充填された状態を維持するために、作動油が十分な圧力を確実に有するように構成された。このシステムにおいて、流体剛性及び適切なバルブトレイン機能が維持される。

図２０に示す表は、高リフトモード及び低リフトモードの圧力状態をまとめたものである。ロッカーアームアセンブリの切換機能からの、ＤＦＨＬＡの通常のラッシュ補償機能の流体分離についても示されている。高リフトモード（ラッチは伸長され、係合されている状態）がデフォルトモードであるため、エンジンは、高リフトモードで始動する。

３．３ 運転パラメータ
ＤＶＶＬシステムの運転における重要な因子は、高リフトモードから低リフトモードへの切換制御の信頼性である。ＤＶＶＬバルブ駆動システムは、所定の時間窓の間のみ、モード間の切換が実行できる。上述したように、高リフトモードから低リフトモードへの切換及び低リフトモードから高リフトモードへの切換は、エンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５（図１８）からの信号によって始動する。エンジン制御装置は、保存された情報（例えば、特定の物理的構成に対する切換時間窓（スイッチングウィンドウ）、保存された運転情報、及び、センサによって収集されて処理された情報）を分析するロジックを使用する。スイッチングウィンドウ時間は、ＤＶＶＬシステムの物理的構成によって決定され、この物理的構成には、シリンダーの数、１つのＯＣＶにより制御されるシリンダーの数、バルブリフト時間、エンジン回転速度、油圧制御及び機械システムに固有のラッチ応答時間が含まれる。

３．３．１ 収集されたデータ
実時間のセンサ情報には、図６に開示する例示的なＤＶＶＬシステム８００に示されるように、任意の数のセンサからの入力が含まれる。これらのセンサの検知する情報には、次の情報が含まれるものであってもよい。１）一実施形態において、上述した線形可変差動トランス（ＬＶＤＴ）使用して測定されるような、バルブステム移動８２９。２）ホール効果センサまたは運動検出器の使用による移動／位置８２８及びラッチ位置８２７。３）近接スイッチ、ホール効果センサ、または他の手段の使用によるＤＦＨＬＡ移動８２６。４）作動油圧８３０。５）作動油温度８９０。カムシャフトの回転位置及び回転速度は、直接収集されるものであってもよく、または、エンジンの回転速度センサから推定されるものであってもよい。

油圧駆動ＶＶＡシステムにおいて、作動油温度（オイル温度）は、ＣＤＡ及びＶＶＬのようなシステムにおける切換のために使用される油圧システムの剛性に影響を及ぼす。作動油が冷たすぎる場合、粘性により切換時間が遅くなり、誤動作を引き起こす。例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアームシステムにおけるこの関係が、図２１−図２２に示されている。図６に示すセンサ８９０を、エンジンオイルクランクケース内ではなく、使用箇所の近傍に配置することによって取得された正確な作動油温度が、最も正確な情報を与える。一例として、ＶＶＡシステムにおいて、油量制御バルブ（ＯＣＶ）に近接して監視された作動油温度は、必要な流体剛性を用いて低リフト（未ラッチ状態）運転を始動するために、２０℃以上でなければならない。測定値は、任意の数の市販の部品（例えば、熱電対）を使用して取得することができる。油量制御バルブについては、２０１０年４月１５日に公開された米国特許出願公開第２０１０／００８９３４７号、及び、２０１０年１月２８日に公開された米国特許出願公開第２０１０／００１８４８２号にさらに詳しく説明されており、これらの文献の開示内容の全体は、参照により本明細に含まれる。

センサ情報は、実時間の運転パラメータとして、エンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５に送信される（図１８）。

３．３．２ 保存された情報
３．３．２．１ スイッチングウィンドウアルゴリズム
機械的スイッチングウィンドウ
図４に示す３ローブ型カムの各ローブの形状には、リフトが生じない基礎円部６０５、６０７、６０９と、リフト事象の前に機械的クリアランスを取るために使用される遷移部と、バルブ１１２を移動させるリフト部とが含まれる。システム８００（図６）に組み付けられた、例示的なＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム１００において、高リフトモードと低リフトモードとの切換は、ラッチ上にその移動を妨げる負荷がない基礎円動作の間にのみ生じることができる。この機構については、以下の節において詳述する。図５のグラフには、基礎円動作のリフトなし部分８６３が示されている。ＤＶＶＬシステム８００では、最大で３５００ｒｐｍのエンジン回転速度及び２０℃以上の作動油温度において、カムシャフトの１回転のうちに切換が行われる。切換が、タイミングウィンドウまたは所定の作動油条件の外で行われた場合、臨界的シフト事象が発生する場合がある。臨界的シフト事象は、バルブアクチュエータスイッチング要素上またはエンジンバルブ上の負荷が、切換の間にそれらの構造が適合するように設計された負荷よりも高いときのエンジンサイクル内の点における、エンジンバルブ位置の移動である。臨界的シフト事象によって、バルブトレイン及び／または他のエンジン部品が損傷する場合がある。スイッチングウィンドウは、さらに、制御ギャラリー内の圧力を変更し、ラッチを伸長位置から退縮位置に（及び、退縮位置から伸長位置に）移動させるために必要とされるカムシャフトクランク角の持続時間として定義される。

図７に示し、上述したように、ＤＶＶＬシステムは、独立して制御される２つのソレノイドバルブを備えた１つのＯＣＶアセンブリ８２０を有している。第１バルブは、第１上側ャラリー８０２の圧力を制御し、シリンダー１及びシリンダー２のリフトモードを決定する。第２バルは、第２上側ャラリー８０３の圧力を制御し、シリンダー３及びシリンダー４のリフトモードを決定する。図２３には、このＯＣＶアセンブリ８２０（図３）において、シリンダー着火順序が（２−１−３−４）であるインライン型４気筒エンジンのクランクシャフト角に対する、吸気バルブタイミング（リフトシーケンス）が示されている。シリンダー２（８５１）、シリンダー１（８５２）、シリンダー３（８５３）、及びシリンダー４（８５４）の高リフト吸気バルブのプロファイルが、クランク角に対してプロットされたリフトとして、図の上部に示されている。対応するシリンダーのバルブリフト持続時間は、クランク角に対する持続時間領域８５５、８５６、８５７、８５８として、図の下部に示されている。個々のシリンダーに対して、リフトがない基礎円動作領域８６３も示されている。所定のスイッチングウィンドウは、それぞれのＯＣＶが２つのシリンダーを一度に制御するように構成されているという付加条件のもとに、１回転のうちにラッチを移動させるように決定されなければならない。

機械的スイッチングウィンドウは、ラッチの移動を理解して改善することによって、最適化することができる。ここで、図２４〜図２５を参照すると、スイッチングロッカーアームアセンブリ１００の機械的構成には、効果的なスイッチングウィンドウの増大が可能な２つの異なる条件がある。第１の条件は、高リフトラッチ制限と呼ばれ、高リフトモードで生じる。このとき、ラッチ２００は、バルブ１１２を開放するように負荷が印加されることによって、所定の位置にロックされている。第２の条件は、低リフトラッチ制限と呼ばれ、未ラッチ状態の低リフトモードで生じる。このとき、外側アーム１２０が、外側アーム１２０下でラッチ２００が伸長することを阻止している。以下でこれらの条件について説明する。

高リフトラッチ制限
図２４には、ラッチ２００が外側アーム１２と係合する高リフト事象が示されている。バルブバネ１１４により付勢される力に抗してバルブが開放されると、ラッチ２００は、その力を内側アーム１２２から外側アーム１２０に伝達する。バネ１１４の力がラッチ２００により伝達されると、ラッチ２００は、その伸長位置にロックされることになる。この条件において、高リフトモードから低リフトモードへの切換を試みている間に、ＯＣＶの切換を行うために印加される作動油圧は、ラッチ２００をロックし、それが退縮することを妨げている力に勝つには不十分である。この条件は、高リフト事象が終了し、ラッチ２００が無負荷状態になる基礎円動作８６３が開始する（図２３）前に、圧力印加が可能となることによって、全スイッチングウィンドウを延長させるものである。ラッチ２００上の力が解除されるときに、切換事象を直ちに開始することができる。

低リフットラッチ制限
図２５には、ラッチ２００が低リフトモードで退縮しているときの低リフト動作が示されている。この事象のリフト部分の間に、ＯＣＶで切換が行われて高リフトのラッチ状態に復帰するために作動油圧が低減したとしても、外側アーム１２０が、ラッチ２００を阻止して、その伸長を妨げている。この条件は、低リフト事象が終了し、基礎円動作８６３が開始する（図２３）前に、作動油圧の開放が可能となることによって、全スイッチングウィンドウを延長させるものである。基礎円が到達すると、ラッチバネ２３０がラッチ２０を伸長させることができる。基礎円の前に圧力を開放することが可能であることによって、全スイッチングウィンドウが増大する。カムシャフトが基礎円を回転させるときに、切換を直ちに開始することができる。

図２６には、図２３に示した情報と同じ情報が示されている。但し、図２６には、高リフト状態と低リフト状態との間の機械的切換工程の各ステップを完了するために必要な時間が重ねて示されている。これらのステップは、機械的ロッカーアームアセンブリの構成に特有の機械的切換の要素を表している。図２３に関連して上述したように、エンジンの点火順序は、クランク角に対応して、シリンダー２を基準として、吸気バルブプロファイル８５１、８５２、８５３、８５４に沿って、上部に示されている。ラッチ２００は、吸気カムローブが基礎円８６３上にある間（機械的スイッチングウィンドウと呼ばれる）に、移動しなければならない。ＯＣＶアセンブリ８２０の各ソレノイドバルブは、２つのシリンダーを制御しているため、スイッチングウィンドウは、両方のシリンダーがそれぞれ対応する基礎円上である間に適合するように調節しなければならない、シリンダー２は、２８５度のクランク角で基礎円に戻る。ラッチ移動は、シリンダー２の次のリフト事象の前に、６９０度のクランク角までに完了しなければならない。同様に、シリンダー１は、４５６度で基礎円に戻り、切換は１５０度までに完了しなければならない。図から分かるように、シリンダー１及びシリンダー２のスイッチングウィンドウは、少し異なっている。図から分かるように、第１ＯＣＶの電気的トリガーは、シリンダー１の吸気リフト事象の前に切換を開始し、また、第２ＯＣＶの電気的トリガーは、シリンダー４の吸気リフト事象の前に開始する。

図２６における切換時間を３５００ｒｐｍの最大切換速度で定義するために、最悪状況解析法が実行された。ここで、エンジンは、７３００ｒｐｍというずっと大きな速度で運転されるものであってもよいが、３５００ｒｐｍを超えたモード切換は許容されないことに注意されたい。シリンダー２の全スイッチングウィンドウは２６ミリ秒であり、この時間は、７ミリ秒の高リフト／低リフトラッチ制限時間８６１と、１９ミリ秒の機械的切換時間８６４の２つの部分に分けられる。１０ミリ秒の機械的応答時間８６２は、全てのシリンダーに対して一定である。シリンダー１について、１５ミリ秒のラッチ制限時間８６１が長いのは、ＯＣＶ切換が、シリンダー１が吸気リフト事象上にある間に開始され、ラッチの移動が制限されているためである。

全スイッチングウィンドウを満足するために、いくつかの機械的及び流体的な拘束条件に適合しなければならない。第１に、次の吸気リフト事象が開始する前に完了しない切換によって生じる臨界的シフト８６０は、避けなければならない。第２に、実験データは、２０℃という可能な最低のエンジンオイル温度でラッチを移動するための最大切換時間は、１０ミリ秒であることを示している。図２６に関連して上述したように、基礎円上の機械的切換８６４のために１９ミリ秒が使用可能である。全ての試験データが、切換の機械的応答８６３は、最初の１０ミリ秒内で生じることを示しているため、機械的切換時間８６４のために１９ミリ秒の全体は必要ではない。機械的拘束条件及び流体的拘束条件の組合せによって、最悪状況における切換時間である１７ミリ秒には、ラッチ制限時間８６１に加えてラッチ機械的応答時間８６２が含まれる。

ＤＶＶＬ切換ロッカーアームシステムは、９ミリ秒のマージンを持って切換を達成するように構成される。さらに、９ミリ秒のマージンによって、３５００ｒｐｍを超えた速度での切換が可能とすることができる。図２６に示すように、シリンダー３及びシリンダー４は、シリンダー１及びシリンダー２と、異なる位相で、同じ切換時間に対応する。ＯＣＶアセンブリのソレノイドバルブを動作させるために必要な電気的切換時間は、この解析には含まれていない。但し、ＯＣＶの励磁から制御ギャラリーの作動油圧が変化を開始するための時間は、予測可能であるため、この変数を考慮するように、ＥＣＵを容易に較正することができる。

ここで、図４及び図２５Ａに示すように、カムシャフトの回転とラッチ２００の移動のタイミングが一致して、ラッチ２００に一端で負荷が印加され、そこでラッチが外側アーム１２０上に部分的にのみ係合した場合、臨界的シフトが発生する場合がある。一旦、高リフト事象が開始すると、ラッチ２００は、外側アーム１２０から滑って外れる可能性がある。これが発生すると、内側アーム１２２が、バルブバネ１１４の力によって加速されて、ローラー１２８と低リフトカムローブ１０８との間に衝突を生じさせることになる。臨界的シフトによって、ロッカーアームアセンブリ１００及びバルブの移動の制御に瞬時的な損失が発生し、また、システムに衝撃が発生するため、臨界的シフトは望ましくない。ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームは、寿命分の臨界的シフトの発生に応じるように構成された。

３．３．２．２． 保存された運転パラメータ
運転パラメータは、切換ロジック制御のためのＥＣＵ８２５（図１８）によって使用される、保存された情報を含む。切換ロジック制御は、以下の節で説明される拡張試験の間に収集されたデータに基づく。既知の運転パラメータのいつくつかの例について説明する。様々な実施形態において、１）高リフト状態から低リフト状態への切換のために、２０℃という最低作動油温度が必要である。２）切換動作のためのエンジンサンプ内に発生する油圧について、２×１０^５Ｐａ（２ bar）という最小作動油圧が必要である。３）図２１〜図２２に示すグラフのデータによれば、ラッチ応答切換時間は、作動油温度とともに変動する。４）図１７に示し、上述したように、切換動作によって生じる予測可能な圧力変動が、圧力センサ８９０によって決定されるように、上側ギャラリー８０２、８０３（図６）に発生する。５）図５に示し、上述したような、クランク角（時間）に対する既知のバルブの移動は、リフトプロファイル８１４、８１６に基づいて、予め決定し保存することができる。

３．３ 制御ロジック
上述したように、ＤＶＶＬ切換は、特定の運転条件の下で、短い既定の時間ウィンドウ内でのみ行うことができる。そして、タイミングウィンドウの外でＤＶＶＬの切換を行うと、臨界的シフト事象が発生し、バルブトレイン及び／または他の部品が損傷するおそれがある。作動油圧、温度、排気、及び負荷のようなエンジン条件は、素早く変動する可能性があるため、実時間条件を解析し、作動システムの特性を示す既知の運転パラメータと比較し、切換の時期を決定して切換信号を送信するためにその結果を調整するために、高速の処理装置を使用することができる。これらの動作は、１秒当たり数百回または数千回実施することができる。様々な実施形態において、この計算機能は、専用の処理装置によって実行されるものであってもよく、または、エンジン制御装置（ＥＣＵ）と呼ばれる既存の汎用の自動車用制御システムによって実行されるものであってもよい。典型的なＥＣＵは、アナログデータ及びデジタルデータのための入力部と、マイクロプロセッサ、プログラム可能なメモリ、及びランダムアクセスメモリを含む処理部と、出力部とを含む。出力部は、リレー、スイッチ、及び警告灯を含むものであってもよい。

一実施形態において、図６及び図１８に示すエンジン制御装置（ＥＣＵ）８２５は、バルブステムの移動８２９、移動／位置８２８、ラッチ位置８２７、ＤＦＨＬＡ移動８２６、作動油圧８３０、及び作動油温度８９０のような、複数のセンサからの入力を受け入れる。所定のエンジン回転速度（図２０）で可能な運転温度及び圧力、及び、（図２６に示し、他の節で説明したような）スイッチングウィンドウのようなデータが、メモリに保存される。そして、実時間で収集された情報が、保存された情報と比較され、解析されて、ＥＣＵ８２５が切換のタイミングを決め、制御するためのロジックが与えられる。

入力が解析された後、ＥＣＵ８２５によって、ＯＣＶ８２０に制御信号が出力され、切換動作が開始される。切換動作は、燃費の改善及び排気の低減等のエンジン性能の目標に対応しながら、臨界的シフト事象を避けるように、タイミングが調整される。必要な場合、ＥＣＵ８２５は、エラー状況に対応して運転者に警告するものであってもよい。

４． ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームアセンブリ
４．１ アセンブリの説明
油圧油によって駆動され、カムに係合するスイッチングロッカーアームについて説明する。外側アームと内側アームは、内燃機関のバルブに移動を伝達するように構成される。ラッチ機構は、ラッチ、スリーブ、及び配向部材を含む。スリーブは、ラッチ及び内側アーム内のボアに係合し、配向部材のための開口部を備える。配向部材は、スリーブ及び内側アームに対してラッチを正しく方向付けるために使用される。スリーブ、ラッチ、及び内側アームは、ラッチの最適な配向を決定するために使用される基準マークを有する。

例示的なスイッチングロッカーアーム１００は、図４の透視図に示すように、３ローブ型カム１０２とともに動作する間に構成されるものであってもよい。あるいは、同様のロッカーアームの実施形態は、２ローブ型カムのような他のカム構成とともに動作するように構成されるものであってもよい。スイッチングロッカーアーム１００は、油圧式ラッシュ調整を維持する機構、及び、内側アーム１２２に切換用作動油を供給する機構を備えるように構成される。様々な実施形態において、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）１１０が両方の機能を実現する。バルブ１１２、バネ１１４、及びバネ保持具も上記アセンブリとともに構成される。カム１０２は、第１及び第２高リフトローブ１１６と、低リフトローブ１０８を有する。図２７に示すように、スイッチングロッカーアームは、外側アーム１２０及び内側アーム１２２を有する。動作の間に、高リフトローブ１０４、１０６は、外側アーム１２２に接触し、一方、低リフトローブは、内側アーム１２２に接触する。ローブによって、外側アーム１２０と内側アーム１２２は周期的に下方へ移動する。この下方移動は、内側アーム１２２によってバルブ１１２に伝達され、それによって、バルブが開放される。ロッカーアーム１００は、高リフトモードと低リフトモードとの間で切換可能である。高リフトモードでは、外側アーム１２０は、内側アーム１２２にラッチされる。エンジン運転の間、高リフトローブは、周期的に外側アーム１２０を押し下げる。外側アーム１２０は内側アーム１２２にラッチされているため、高リフト移動は、外側アーム１２０から内側アーム１２２に伝達され、さらに、バルブ１１２に伝達される。ロッカーアーム１００が低リフトモードにあるとき、外側アーム１２０は、内側アーム１２２にラッチされず、したがって、外側アーム１２０によって示される高リフト移動は、内側アーム１２２に伝達されない。代わりに、低リフトローブは、内側アーム１２２に接触して、低リフト移動を発生させ、それがバルブ１１２に伝達される。内側アーム１２２にラッチされていないとき、外側アーム１２０は、軸１１８回りに旋回するが、移動をバルブ１１２に伝達することはない。

図２７は、例示的なスイッチングロッカーアーム１００の透視図である。スイッチングロッカーアーム１００は、例としてのみ記載されており、本発明に係るスイッチングロッカーアーム１００の構成は、図示されるスイッチングロッカーアーム１００の構成に限定されるものではない。

図２７に示されるように、スイッチングロッカーアーム１００は、外側アーム１２０を含み、外側アームは、第１外側サイドアーム１２４と第２外側サイドアーム１２６を有する。内側アーム１２２及び外側アーム１２４の両方は、ピボット軸１１８に取り付けられる。ピボット軸は、ロッカーアーム１００の第１端１０１に近接して配置され、内側アーム１２２は、第１端により、外側アーム１２０に対して内側アーム１２２のピボット軸１１８回りの回転の自由度を有しつつ、外側アーム１２２に固定される。外側アーム１２０と内側アーム１２２が取り付けられる別体のピボット軸１１８を有する図示された実施形態に加えて、ピボット軸１１８は、外側アーム１２０または内側アーム１２２の一部であってもよい。

図２７に示されるロッカーアーム１００は、３ローブ型カムの中央の低リフトローブに係合するように構成されたローラー１２８を有する。外側アーム１２０の第１及び第２スライダーパッド１３０、１３２は、図４に示す第１及び第２高リフトローブ１０４、１０６に係合するように構成される。第１及び第２ねじりバネ１３４、１３６は、高リフトローブ１０４、１０６によって変位された後、外側アーム１２０を上方に付勢するように機能する。このロッカーアーム構成は、過大トルクの復元機能を与える。

外側アームの第１及び第２過大移動リミッタ１４０、１４２は、ねじりバネ１３４、１３６の過大ねじれを防止し、バネ１３４、１３６上の過剰な応力を制限する。過大移動リミッタ１４０、１４２は、低リフトモードの間に外側アーム１２０がその最大回転に到達したときに、第１及び第２作動油ギャラリー１４４、１４６上で内側アーム１２２に接触する。この点で、過大移動リミッタ１４０、１４３とギャラリー１４４、１４６との間の干渉により、外側アーム１２０のさらなる下方への回転は停止する。図２８は、ロッカーアーム１００の上面図である。図２８に示すように、過大移動リミッタ１４０，１４２は、外側アーム１２０から、内側アーム１２２のギャラリー１４４、１４６に重なるように内側アーム１２２に向かって伸びており、これによって、リミッタ１４０、１４２とギャラリー１４４、１４６とが確実に干渉する。図２９は、２９−２９線に沿った断面を示す断面図である。図２９に示すように、リミッタ１４０の接触面１４３は、ギャラリー１４４の断面形状に整合するような外形を有している。これは、リミッタ１４０、１４２がギャラリー１４４、１４６に接触するときに、一様に分布する力を印加するために役立つ。

上述したように、低リフトモードの間に外側アーム１２０がその最大回転に到達すると、図１５に示すラッチストップ９０が、ラッチの伸長を妨げて、不正にロックすることが防止される。この機能は、必要に応じて、外側アーム１２０の形状に適合するように構成することができる。

図２７は、ロッカーアーム１００を上方から見た透視図である。図２７は、本発明の一実施形態に従うねじりバネ１３４、１３６を示すものである。図２８は、図２７に示すロッカーアームアセンブリ１００の平面図である。この構成は、それぞれ保持軸１１８周りに巻回されたねじりバネ１３４、１３６を備えるロッカーアームアセンブリ１００を示すものである。

スイッチングロッカーアームアセンブリ１００は、性能及び耐久性を犠牲にすることなく、限られたエンジン空間内に組み込まれるために十分な程度に小型でなければならない。構成のトルク要件を満たすサイズの円形ワイヤを巻回してなる従来のねじりバネは、実施形態によっては、図２８に示すような、外側アーム１２０と内側アーム１２２との間に許容されるバネ空間１２１内に組み込まれるためには幅広過ぎるものである。

４．２ ねじりバネ
ねじりバネ１３４、１３６の構成及び製造工程について説明する。このねじりバネは、選択された構成材料から形成された略四角形のワイヤを使用した小型の構成を備えている。

ここで、図１５、２８、３０Ａ、及び３０Ｂを参照すると、ねじりバネ１３４、１３６は、略台形状のワイヤ３９７から構成される。この台形は、巻回工程の間に力が印加されると、ワイヤ３９７が略四角形の形状に変形することが可能なように構成されている。ねじりバネ１３４、１３６が巻回された後、結果として生じるワイヤの形状は、略四角形の断面形状を備える第１ワイヤ３９６と同様のものである。図２８の８線に沿った断面において、２つのねじりバネ１３４、１３６は、複数のコイル３９８，３９９の断面として示されている。好適な実施形態において、ワイヤ３９６は、この例では垂直な辺４０２、４０４として示されている２つの長辺と、上辺４０１及び底辺４０３とをそなえた四角形の断面形状を有する。コイルの上辺４０１と底辺４０３の平均長の、辺４０２と辺４０４の平均長に対する比率は、１未満の任意の値とすることができる。この比率によって、コイル３９８の上辺４０１と底辺４０３の平均長に等しい直径を備えた円形ワイヤを使用して巻回されたバネよりも、曲げに対してコイル軸４００に沿った大きな剛性が生じる。別の実施形態において、ワイヤの断面は、長い上辺４０１と短い底辺４０３とを備えた略台形状を有する。

この構成において、コイルが巻回されると、各コイルの長辺４０２は、直前のコイルの長辺４０２上に載置されることになり、これによって、ねじりバネ１３４、１３６が安定化される。この形状及び構成では、全てのコイルが直立して保持され、圧力印加時に互いに擦れること、または傾くことが防止される。

ロッカーアームアセンブリ１００の動作時、略四角形または台形のねじりバネ１３４、１３６は、図３０Ａ、図３０Ｂ、及び図１９に示す軸４００回りに曲げられたとき、高い部分応力が発生し、特に、上面４０１上に引張応力が発生する。

耐久性要件を満たすため、技術と材料とを組み合わせて使用される。例えば、ねじりバネ１３４、１３６は、強度及び耐久性を改善する構成とともに、クロム・バナジウム合金鋼を含む材料から形成するものであってもよい。

ねじりバネ１３４、１３６は、加熱後急冷することによって、バネ性をやわらげるものであってもよい。これによって、残留応力が低減する。

ねじりバネ１３４、１３６を形成するためのワイヤ３９６、３９７の表面に投射物を衝突させること、または「ショットピーニング」が、ワイヤ３９６、３９７の表面に残留圧縮応力を付加するために使用される。次いで、ワイヤ３９６、３９７は、巻回されてねじりバネ１３４、１３６となる。このようなショットピーニングにより、結果として生じるねじりバネ１３４、１３６は、ショットピーニングを行うことなく形成された同等のバネよりも大きな引張応力を受け入れることが可能となる。

４．３ ねじりバネ用ポケット
スイッチングロッカーアームアセンブリ１００は、周りの構造物への衝撃を最小化しつつ、限られたエンジン空間内に組み込まれるために十分な程度に小型であってもよい。スイッチングロッカーアーム１００は、近接する構成要素によって形成される保持機能を備えたねじりバネ用ソケットを備えている。

ここで、図２７、図１９、図２８、及び図３１を参照すると、外側アーム１２０及び内側アーム１２２のアセンブリは、図３１に示すポケット１１９を形成する。ポケットは、図１９に示すねじりバネ１３４、１３６の端部のための全体的保持機能を含む。

ねじりバネ１３４、１３６は、ピボット軸１１８に沿って自由に移動することができる。組立てが完了すると、内側アーム２２上の第１及び第２タブ４０５、４０６が、ねじりバネ１３４、１３６の内側端部４０９、４１０をそれぞれ保持する。外側アーム１２０上の第１及び第２過大移動リミッタ１４０、１４２は、組立て後、過度の拘束、または追加の材料及び部品を要することなく、それぞれ第１及び第２ねじりバネ１３４、１３６の外側端部４０７、４０８の回転を防止し、外側端部４０７、４０８を保持する。

４．４ 外側アーム
外側アーム１２０は、動作の間に予測される特定の負荷に対して最適化されており、その曲げに対する抵抗、及び他の手段によってまたは他の方向に印加されるトルクによっては、仕様から外れたたわみが生じる場合もある。非動作的な負荷の例は、取り扱いまたは加工によって発生する。スライダーパッドを研削する間のクランプ及び保持を支援するために構成され、部品に組み込まれたクランプ機能またはクランプ面は、それが部品をゆがみなく固定するため、複数のスライダーパッドの間の平行性を維持するために必要な重要なステップである。図１５に、ロッカーアーム１００の別の透視図を示す。第１クランプ用ローブ１５０が、第１スライダーパッド１３０の下側から突出している。第２クランプ用ローブ（図示は省略する）は、同様に、第２スライダーパッド１３２の下側に配置されている。製造工程の間に、クランプ用ローブ１５０は、スライダーパッド１３０、１３２の研削の間のクランプに係合される。外側アーム１２０をロッカーアームアセンブリ１００の部品として組み立てられた状態に近い位置に保持するクランプ用ローブ１５０に力が印加される。これらの面の研削には、パッド１３０、１３２が互いに平行であり、外側アーム１２がゆがんでいないことが要求される。クランプ用ローブ１５０でクランプすることによって、他のクランプ構成では外側アーム１２０に発生するおそれがあるゆがみが、防止される。例えば、クランプ用ローブ１５０で、好適には外側アーム１２０の全体をクランプすることは、サイドアーム１２４、１２６を互いの方向に圧迫することによって発生するおそれがある機械的応力を消去することに役立つ。別の例では、クランプ用ローブ１５０の位置は、スライダーパッド１３０、１３２の直下であり、その結果、研削機との接触によって発生する外側アーム上のトルクが実質的にゼロになるかまたは最小化される。特定の応用例では、ゆがみを最小化するために、外側アーム１２０の他の部分に圧力を印加する必要がある場合もある。

４．５ ＤＶＶＬアセンブリの動作
図１９は、図２７及び図１５に示すスイッチングロッカーアーム１００の展開図である。図１９及び図２８を参照すると、組立て後、ローラー１２８は、ニードルローラー型アセンブリ１２９の一部となる。このアセンブリは、ローラー１２８とローラー軸１８２との間に取り付けられるニードル１８０を有する。ローラー軸１８２は、ローラー軸開口部１８３、１８４を介して、内側アーム１２２に取り付けられる。

ローラーアセンブリ１２９は、低リフトカム１０８の回転運動を内側ロッカーアーム１２２に伝達し、さらに、未ラッチ状態においてバルブ１１２に伝達するように機能する。ピボット軸１１８は、カラー部１２３を通じて内側アーム１２２に取り付けられ、また、ピボット軸開口部１６０、１６２を通じて、ロッカーアーム１００の第１端１０１で、外側アーム１２０に取り付けられる。未ラッチ状態における外側アーム１２０の内側アーム１２２に対するロストモーション回転は、ピボット軸１１８回りに発生する。ここに言うロストモーション運動は、未ラッチ状態における外側アーム１２０の内側アーム１２２に対する移動を意味する。この移動は、未ラッチ状態において、カム１０２の第１及び第２高リフトローブ１０４、１０６の回転運動を、バルブ１１２に伝達しない。

ローラーアセンブリ１２９及びパッド１３０、１３２以外の他の構成も、カム１０２からの運動をロッカーアーム１００に伝達するために使用できる。例えば、パッド１３０、１３２のような滑らかな非回転面（図示は省略する）を、低リフトローブ１０８に係合するように内側アーム１２２上に配置し、ローラーアセンブリは、高リフトローブ１０４、１０６からロッカーアーム１００の外側アーム１２０に運動を伝達するようにロッカーアーム１００に取り付けられるものであってもよい。

ここで、図４、図９、図１２を参照すると、上述したように、例示したスイッチングロッカーアーム１００は、３ローブ型カム１０２を使用している。

動的負荷を非スイッチ型のロッカーアーム構成と可能な限り近づけつつ、構成を小型にするため、高リフトモードでの動作の間に、スライダーパッド１３０、１３２は、カムローブ１０４、１０６に接触する面として使用される。スライダーパッドは、動作の間に、ローラーベアリングのような他の構成よりも大きな摩擦を発生させ、第１スライダーパッド面１３０と第１高リフトローブ面１０４との間の摩擦、及び、第２スライダーパッド面１３２と第２項リフトローブ１０６との間の摩擦は、エンジンの効率損失をもたらす。

ロッカーアームアセンブリ１００が、高リフトモードにある場合、バルブ開放の全負荷は、スライダーパッド１３０、１３２に印加される。ロッカーアームアセンブリ１００が低リフトモードにあるとき、スライダーパッド１３０、１３２に印加されるバルブ開放事象の負荷は低減するが、存在する。例示したスイッチングロッカーアーム１００のパッケージ化の拘束条件は、カムローブ１０４、１０６に接触するスライダーパッドエッジ長７１０，７１１と記述される各スライダーパッド１３０，１３２の幅が、大部分の既存のスライダー界面構成よりも狭いことを要求する。この結果、大部分の既存のスライダー界面構成よりも、部品負荷及び応力が高くなる。摩擦は、カムローブ１０４，１０６及びスライダーパッド１３０、１３２の過大な損耗を発生させ、高負荷と結びついた場合、早期の部品損傷をまねくおそれがある。例示したスイッチングロッカーアームアセンブリでは、外側アーム１２０上のスライダーパッド１３０、１３２上に、ダイアモンドライクカーボンコーティングのようなコーティングが使用される。

ダイアモンドライクカーボンコーティング（ＤＬＣ）によって、摩擦を低減し、同時に、スライダーパッド１３０、１３２が必要な損耗特性及び負荷特性を備えることにより、例示したスイッチングロッカーアーム１００の動作が可能となる。容易に理解されるように、ＤＬＣコーティングの利点は、このアセンブリまたは他のアセンブリの任意の部品面（例えば、ピボット軸面１６０、１６２、図１９に示す外側アーム１２０上）に応用することができる。

類似のコーティング材料及び工程は存在するが、次のようなＤＶＶＬロッカーアームアセンブリシステムの要件を満足するために十分なものはない。これらの要件は、１）十分な硬度を有し、２）適切な負荷耐性を有し、３）動作環境において化学的に安定であり、４）外側アームのアニーリング温度を超えない温度の工程で付着され、５）エンジン寿命要件を満たし、６）鋼鉄と鋼鉄との界面と比較して摩擦が低減する、というものである。上述したＤＬＣコーティングは、これらの要件を満たし、スライダーパッド面１３０、１３２に付着される。スライダーパッド面は、ＤＬＣコーティング用途に開発された研削ホイール材料及び速度を使用して、最終仕上まで研削される。また、このスライダーパッド面１３０，１３２は、いくつかの技術（例えば、蒸気噴射、または、微粒子サンドブラスト）のうちの一つを使用して、特定の表面粗さにまで研磨される。

４．５．１ 油圧システム
ロッカーアームアセンブリ１００の油圧式ラッチは、小さな空間に組み込まれなければならず、また、切換応答時間要件を満たし、作動油のポンピング損失を最小化するものでなければならない。作動油は、作動油流路に沿って制御された圧力で導かれ、制御された体積が、ラッチピンの切換を駆動するために必要な力及び速度を与えるような方法で、適用される。作動油流路には、システムが、適切な流体剛性を有しかつ適切な切換応答時間が生じるために、特定のクリアランス及びサイズが要求される。油圧システムの構成は、切換機構に含まれる他の要素（例えば、付勢バネ２３０）と協調するものでなければならない。

スイッチングロッカーアームアセンブリ１００において、作動油は、一連の流体連通するチャンバー及び通路を通じてラッチピン機構２０１または任意の他の油圧駆動ラッチピン機構に伝達される。上述したように、作動油伝達システムは、ＤＦＨＬＡ１１０の作動油ポート５０６から開始する。ここで、作動油または他の作動流体は、制御された圧力で導入される。圧力は、例えばソレノイドバルブのような切換装置で変更することができる。ボールプランジャーエンド６０１から出た後、作動油または他の作動流体は、この単一位置から、上述した内側アーム内の第１作動油ギャラリー１４４及び第２作動油ギャラリー１４６を通じて、図１９に示すラッチピンアンセブリ２０１に向けられる。第１作動油ギャラリー及び第２作動油ギャラリーは、図１０に示すボールソケット５０２から作動油が流れるときの圧力降下を最小化するサイズに形成されたボアを有する。

内側アーム１２２を外側アーム１２０にラッチするための機構２０１は、図１９に示されている。外側アームは、図示された実施形態では、ロッカーアーム１００の第２端１０３の近傍に配置される。機構２０１は、高リフトモードで伸長され、内側アーム１２２を外側アーム１２０に固定するラッチピン２００を含む。低リフトモードにおいて、ラッチ２００は、内側アーム１２２内に退縮し、これによって、外側アーム１２０のロストモーション運動が可能となる。作動油圧は、ラッチピン２００の移動を制御するために使用される。

図３２に示すように、ラッチピンアセンブリの一実施形態において、作動油ギャラリー１４４、１４６（図１９参照）は、作動油開口部２８０を通じてチャンバー２５０に流体連通する。

作動油は、作動油開口部２８０及びラッチピンアセンブリ２０１に、動作モードに応じた範囲の圧力で供給される。

図３３に示されるように、チャンバー２５０内に作動油が導入されると、ラッチ２００がボア３４０内に退縮し、外側アーム１２０の内側アーム１２２に対するロストモーション回転が可能となる。作動油は、図３２に示す第１チャンバー２５０から第２チャンバー４２０へ、第１の略円筒形の面２０５と面２４１との間を通って伝達されるものであってもよい。

作動油のうちのいくらかは、内側アーム１２２に穿孔された穴部２０９を通じてエンジンに戻される。ラッチされた高リフト状態に戻るとき付勢バネ２３０が伸長すると、残存する作動油は、作動油流路を通じて押し戻される。同様の流路は、通常未ラッチ状態の動作のために付勢されるラッチ機構に使用することができる。

ラッチピンアセンブリ構成は、クリアランス、公差、穴部サイズ、チャンバーのサイズ、バネ構成、及び、作動油の流れを制御する同様の寸法の組み合わせにより、ラッチピン応答時間を管理する。例えば、ラッチピン構成は、所定の圧力範囲における公差内で動作するアクティブ作動油領域を備えるように構成された複直径ピン、作動油のポンピング損失を制限するように構成された作動油シール用ランド、作動油送り込みチャンバーのような特徴を含むものであってもよい。

ここで、図３２〜図３４を参照すると、ラッチ２００は、限られた空間内に、次のような複数の機能を与える構成上の特徴を含んでいる。

１． ラッチ２００は、第１の略円筒面２０５と第２の略円筒面２０６を含む。第１の略円筒面２０５は、第２の略円筒面２０６よりも大きな直径を有する。ピン２００及びスリーブ２１０をともにボア２４０内に組付けると、追加の部品を何ら要することなくチャンバー２５０が形成される。上述したように、この体積は、作動油開口部２８０と流体連通する。さらに、圧力面４２２の面積は、伝達される作動油圧と組み合わせて、ピン２００を移動させ、付勢バネ２３０を圧縮し、低リフトモード（未ラッチ状態）に切換えるために必要な力を与えるように調整することができる。

２． 第１の略円筒面２０５と隣接するボア壁２３１との間の空間は、チャンバー２５０から第２チャンバー２４１へ流れる作動油の量を最小化するように意図されている。第２の略円筒面２０５と面２４１との間のクリアランスは、作動油の漏れ、及び、作動油が第１の略円筒面２０５と面２４１との間を、チャンバー２５０から第２チャンバー４２０に伝達されるときの関連する作動油ポンピング損失を発生させることなく、ピン２００の自由な移動を可能にするために、精密に調整しなければならない。

３． パッケージ化の拘束条件により、ピン２００の移動の軸に沿った距離が最小となることが要求される。いくつかの動作条件において、入手可能な作動油シール用ランド４２４は、第１の略円筒面２０５と面２４１との間を、チャンバー２５０から第２チャンバー４２０に伝達される作動油の流れを制御するために十分ではない場合がある。環状シール面について説明する。ラッチ２００が退縮すると、ラッチは、その後面２０３でボア壁２０８と遭遇する。好適な一実施形態において、ラッチ２００の後面２０３は、平坦環状面またはシール面２０７を有しており、この面は、第１及び第２の略円筒ボア壁２４１、２４２に対して略直交し、ボア壁２０８に対して平行である。平坦環状面２０７は、ボアへ来２０８に対してシールを形成する。これによって、ラッチ２００の第１の略円筒面２０５と第１の略円筒ボア壁２４１によって形成されるシールを通じた、チャンバー２５０からの作動油漏れが低減する。シール面２０７の面積は、作動流体がシール面２０７とボア壁２０８との間、及び穴部２０９流れることを防止するシールを維持しながら、シール面２０７と、図３２に示すボア壁２０８との間の作動油の薄膜によって生じる分離抵抗が最小化される大きさに設定される。

４． ラッチピン２００の一実施形態において、作動油送り込み面（例えば、面取り面）４２６は、より素早い切換の開始を可能にし、圧力面４２２とスリーブエンド４２７との間の作動油の薄膜によって生じる分離抵抗を克服するような初期圧力面の面積を与える。面取り面のサイズ及び角度によって、通常の動作の間に発生する圧力変動による予期しない開始を発生させることなく、切換の開始が容易となる。ラッチピン２００の第２実施形態において、図３４に放射状に配置された一連のキャスタレーション４２８は、初期圧力面の面積を与える。この面積は、切換の素早い開始を可能にし、かつ、圧力面４２２とスリーブエンド４２７との間の作動油の薄膜によって生じる分離抵抗を克服するための大きさに設定される。

作動油送り込み面４２６は、圧力面４２２とスリーブエンド４２７との間の分離力の要件を低減させることによって切換のために必要な圧力及び作動油のポンピング損失も低減することができる。これらの関係は、切換応答とポンピング損失に対する増分的改善として見ることができる。

作動油が、上述したスイッチングロッカーアームアセンブリ１００の油圧システムを通じて流れるとき、作動油圧と作動油流路の面積及び長さとの関係が、油圧システムの反応時間の大部分を規定し、また切換の応答時間にも直接影響を及ぼす。例えば、高圧かつ高速の作動油が大きな体積に入ると、その速度は突然遅くなり、反応時間または剛性が低減する。ロッカーアームアセンブリ１００の動作に固有のこれらの関係の範囲は、計算することができる。例えば、一つの関係は、次のように記述される。すなわち、作動油が、２×１０^５Ｐａ（２ bar）の圧力でチャンバー２５０に供給される。ここで、作動油圧は、圧力面によって分けられて、付勢バネ２３０の力を超える力を伝達し、１０ミリ秒内でラッチ状態の運転から未ラッチ状態の運転への切換を始動させる。

作動油のポンピング損失を最小化しながら、許容される流体剛性及び応答時間が生じるような特性の関係は、次のように定義することができる。

・作動油ギャラリー１４４、１４６の内部直径とボールソケット５０２から穴部２８０までの長さ
・ボア穴部２８０の直径と長さ
・圧力面４２２の面積
・全ての動作状態における第２チャンバー４２０の体積
・作動油シール用ランド４２４の長さ
・平坦環状面２０７の面積
・穴部２０９０の直径
・ＤＦＨＬＡ１１０によって供給される作動油圧
・付勢バネ２３０の剛性（スティフネス）
・流路５０４、５０８、５０９の断面積
・作動油送り込み面４２６の面積及び数
・キャスタレーション４２８の数及び断面積
スイッチングロッカーアーム１００における上述した油圧構成のラッチ応答時間は、例えば、次のような条件の範囲として記述できる。
作動油温度：１０℃から１２０℃
作動油の種類：５ｗ−２０重量
この条件の結果として、ラッチ応答時間に影響を及ぼす作動油の粘性の範囲が設定される。

４．５．２ ラッチピン機構
ロッカーアームアセンブリ１００のラッチピン機構２０１は、高リフトモードから低リフトモードへ、及び、低リフトモードから高リフトモードへ、機械的に切換える手段を与える。ラッチピン機構は、通常は未ラッチ状態にあるか、または、ラッチ状態にあるように構成することができる。いくつかの好適な実施形態について説明する。

一実施形態において、内側アーム１２２を外側アーム１２０にラッチするための機構２０１は、図１９に示されている。外側アームは、図示された実施形態では、ロッカーアーム１００の第２端１０３の近傍に配置される。機構２０１は、ラッチピン２００、スリーブ２１０、配向ピン２２０、及びラッチバネ２３０を含む。機構２０１は、内側アーム１２２のボア２４０内に取り付けられるように構成される。以下に説明するように、組立てられたロッカーアーム１００では、ラッチ２００は、高リフトモードに伸長され、内側アーム１２２を外側アーム１００に固定している。低リフトモードにおいて、ラッチ２００は、内側アーム１２２内に退縮し、これによって、外側アーム１２０のロストモーション運動が可能となる。切換えられた作動油圧は、上述したように、第１及び第２ギャラリー１４４、１４６を通じて供給され、ラッチ２００のラッチ状態または未ラッチ状態を制御する。プラグ１７９は、ギャラリー穴部１７２内に挿入され、第１及び第２作動油ギャラリー１４４、１４６を閉じる圧力的に密なシールを形成し、ギャラリーがラッチ機構２０１に作動油を通過させることが可能となる。

図３２には、図２８の７−７線に沿った断面を示す、ラッチ状態のラッチ機構２０１の断面図である。ラッチ２００は、ボア２４０内に配置される。ラッチ２００は、付勢バネ２３０が挿入されるバネ用ボア２０２を有している。ラッチ２００は、後面２０３と前面２０４を有する。ラッチ２００には、第１の略円筒面２０５と第２の略円筒面２０６も使用されている。第１の略円筒面２０５は、第２の略円筒面２０６よりも大きな直径を有する。バネ用ボア２０２は、面２０５、２０６で略同心に構成される。

スリーブ２１０は、第１の略円筒形のボア壁２４１との境界となる略円筒形の外面２１１と、略円筒形の内面２１５を有する。ボア２４０は、第１の略円筒形のボア壁２４１と、第１の略円筒形のボア壁２４１よりも大きな直径を有する第２の略円筒形のボア壁２４２とを有する。スリーブ２１０の略円筒形の外面２１１と、ラッチ２００の第１の略円筒面２０５は、第１の略円筒形のボア壁２４１に係合して、圧力的に密なシールを形成する。さらに、スリーブ２１０の略円筒形の内面２１５も、ラッチ２００の第２の略円筒面２０６と圧力的に密なシールを形成する。動作の間に、これらのシールによって、ラッチ２００の第２の略円筒面２０６を取り囲むチャンバー２５０に、作動油圧が形成される。

ラッチ２００のデフォルト位置は、図３２に示すように、ラッチ位置である。バネ２３０は、ラッチ２００をボア２４０からラッチ位置へ外側に付勢する。チャンバー２５０に印加される作動油圧は、ラッチ２００を退縮させて、未ラッチ位置に移動させる。バネ２３０がラッチ２００を未ラッチ位置に付勢し、ボア壁２０８と後面２０３との間に作動油圧を印加することにより、ラッチ２００がボア２４０から外側に伸長して外側アーム１２０をラッチするといった、他の構成も可能である。

ラッチ状態において、ラッチ２００は、外側アーム１２０のラッチ面２１４を、アーム係合面２１３で係合する。図３２に示すように、外側アーム１２０は、下方への移動が妨げられ、ラッチ２００を通じて内側アーム１２２へ運動を伝達する。配向形状２１２は、配向ピン２２１が内側アーム１２２の外側から第１ピン開口部２１７を通じて、次いでスリーブ２１０の第２ピン開口部２１８を通じて、内部へと伸長する流路の形を取る。保持部２２２は、ピン２２１を適切な位置に固定する。配向ピン２２１は、ラッチ２００のボア２４０内の過大な回転を防止する。

図３３に示し、上述したように、作動油がチャンバー２５０に導入されると、ラッチ２００が、ボア２４０内に退縮し、それによって、外側アーム１２０は、内側アーム１２２に対してロストモーション回転をする。そして、外側アーム１２０は、もはや、ラッチ２００により下方への移動が妨げられることはなく、ロストモーション運動を示す。作動油は、作動油ギャラリー１４４、１４６に流体連通する作動油開口部２８０を通じてチャンバー２５０に導入される。

図３５Ａ〜図３５Ｆには、配向ピン２２１のいくつかの保持装置が示されている。図３５Ａでは、ピン２２１は、一様な厚さを有する円筒形である。図３５Ｃに示すように、押込リング９１０が、スリーブ２１０に配置された凹部２２４に配置される。ピン２２１は、リング９１０内に挿入され、これによって、歯９１２が変形してピン２２１がリング９１０に固定される。そして、ピン２２１は、リング９１０が内側アーム１２２によって凹部２２４内に封入されることによって、所定の位置に固定される。図３５Ｂに示すような別の実施形態では、ピン２２１は、リング９１０の歯９１０が押圧し、リング９１０をピン２２１に固定するスロット９０２を有する。図３５Ｄに示すような別の実施形態では、ピン２２１は、図３５Ｅに示した種類のＥ字形状のクリップ８１４を含むスロット９０４を有するか、または、図３５Ｆに示したような弓状のＥ字形状のクリップ９１４が挿入されて、固定ピン２２１を内側アーム１２２に対して所定の位置に固定するものであってもよい。さらに別の実施形態において、スタンプ型リングの代わりにワイヤ型リングを使用するものであってもよい。組立ての間に、Ｅ字形状のクリップ９１４は凹部２２４に配置され、その点で、スリーブ２１０が内側アーム１２２に挿入され、配向ピン２２１がクリップ９１０を通じて挿入される。

図３６に、ラッチ２００の例が示されている。ラッチ２００は、ヘッド部２９０と本体部２９２とに分けられる。前面２０４は、突出する凸状の面である。この面形状は、外側アーム１２０に向かって伸び、これによって、ラッチ２００のアーム係合面２１３が外側アーム１２０に適切な係合する機会が増大する。アーム係合面２１３は、略平坦な面を含む。アーム係合面２１３は、第２の略円筒面２０６を備えた第１境界２８５から第２境界２８６へ、及び、前面を備えた境界２８７から面２３２を備えた境界２３３へ、伸びるものである。

アーム係合面２１３の、面２３２からラッチ２００の長手軸Ａの方向に最も遠くへ伸びる部分は、第１境界２８５と第２境界２８６との間に実質的に等距離に配置される。反対に、アーム係合面２１３の、面２３２からラッチ２００の長手軸Ａの方向に最も近くへ伸びる部分は、実質的に第１及び第２境界２８５、２８６に配置される。前面２０４は、凸曲面である必要はなく、代わりに、ｖ字形状または他の形状の面であってもよい。この構成により、ラッチ２００のアーム係合面２１３の外側アーム１２０への適切な係合の可能性を改善しながら、ラッチ２００のボア２４０での回転を増大させることが可能となる。

図２７に、別のラッチ機構２０１が示されている。中空のカップ状のプラグの形を取る配向プラグ１０００は、スリーブ穴部１２２０内に圧入され、配向形状２１２内に伸びることによってラッチ２００を向き付け、ラッチ２００のスリーブ２１０に対する過大な回転を防止する。以下に説明するように、整列スロット１００４は、ラッチ２００をスリーブ２１０内での配向を設定し、ラッチ２００がスリーブ２１０内で回転できる形状を与えることによって、最終的に内側アーム１２２内での配向を設定することを支援する。

図３８〜図４０を参照すると、スイッチングロッカーアーム１００を組み立てる方法の例は次の通りである。配向プラグ１０００がスリーブ穴部１００２に圧入され、ラッチ２００がスリーブ２１０の略円筒形の内面２１５に挿入される。

次いで、ラッチピン２００は、配向形状２１２がプラグ１０００に到達するまで時計回りに回転され、この点で、配向形状２１２とプラグ１０００との干渉により更なる回転が防止される。次いで、図３８に示すように、アーム係合面２１３と、スリーブの穴部１００２に直行するように揃えられたスリーブ基準１０１０、１０１２との間の角度に対応する角度測定値Ａ１が取得される。整列スロット１００４は、ラッチ２００の基準線としても機能するものであってもよいく、キースロット１０１４は、スリーブ２１０上に配置される基準としても機能するものであってもよい。次いで、ラッチピン２００は、配向形状２１２がプラグ１０００に到達するまで反時計回りに回転され、さらなる回転が防止される。図３９に示されるように、アーム係合面２１３とスリーブ基準１０１０、１０１２との間の角度に対応する第２の角度測定値Ａ２が取得される。Ａ１及びＡ２を取得するために、反時計回りに回転させ、次いで時計回りに回転させるものであってもよい。図４０に示すように、内側アーム１２２内に挿入されると、スリーブ２１０及びピンのサブアセンブリ１２００は、内側アーム基準１０２０とスリーブ基準１０１０，１０１２との間で測定された角度にしたがって、角度Ａだけ回転される。この結果、アーム係合面２１３は、内側アーム基準１０２０によって指示されるように、内側アーム１２２に対して水平に配向される。回転の量Ａは、ラッチ２００が外側アーム１２０に係合する可能性を最大化するように選択される必要がある。その一例は、サブアセンブリ１２００を、内側アーム基準１０２０から測定されたＡ２とＡ１の差の半分の角度だけ回転させることである。本発明の範囲内において、他の調整量Ａも可能である。

図４１に、ピン１０００のプロファイルの別の実施形態が示されている。ここでは、ピン１０００は中空であり、内側体積１０５０を部分的に取り囲んでいる。ピンは、略円筒形の第１壁１０３０と略円筒形の第２壁１０５０を有する。略円筒形の第１壁１０３０は、第２壁１０４０の直径Ｄ２よりも大きい直径Ｄ１を有する。図４１に示された実施形態において、フランジ１０２５は、ピン１００が、スリーブ２１０のピン開口部２１８を通じて下方に移動することを制限するために使用される。図４２に示す第２の実施形態では、圧入が、ピン１００がスリーブ２１０のピン開口部２１８を通じて下方に移動することを制限する。

４．６ ＤＶＶＬアセンブリのラッシュ管理
図４に示すＤＶＶＬスイッチングロッカーアームアセンブリ１００において、３以上のラッシュ値を管理するか、またはクリアランスを構成する方法を説明する。これらの方法には、製造公差の範囲、許容損耗、及びカムローブ／ロッカーアーム接触面の設計プロファイルが含まれるものであってもよい。

ＤＶＶＬアセンブリのラッシュの説明
図４に示したロッカーアームアセンブリ１００の例は、アセンブリ内の１つ以上の位置で維持しなければならない１つ以上のラッシュ値を有する。図４に示す３ローブ型カム１０２は、３つのカムローブ、すなわち、第１高リフトローブ１０４、第２高リフトローブ１０６、及び低リフトローブ１０８を有する。カムローブ１０４、１０６、１０８は、それぞれ基礎円６０５、６０７、６０９を含むプロファイルを含んでいる。基礎円は、略円形であり、カムシャフトと同心である。

図４に示すスイッチングロッカーアームアセンブリ１００は、２つの位置に小さなクリアランス（ラッシュ）を有するように構成されている。第１位置は、図４３に示されるように、ラッチパッド面２１４とアーム係合面２１３との間の距離であるラッチラッシュ６０２である。ラッチラッシュ６０２によって、高リフトモードと低リフトモードとの間の切換時に、ラッチ２００に負荷がかからず自由に移動できることが保証される。図４，図２７、図４３、及び図４９に示されるように、ラッシュの第２の例は、第１スライダーパッド１３０と第１高リフトカムローブの基礎円６０５との間の距離である、カムシャフトラッシュ６１０である。カムシャフトラッシュ６１０は、低リフト動作の間に図４９に示すローラー１２８が低リフトカムの基礎円６０９に接触するとき、スライダーパッド１３０、１３２と、それぞれの高リフトカムの基礎円６０５、６０７との接触、ひいては摩擦損失を消去する。

また、低リフトモードの間、カムシャフトラッシュ６１０によって、基礎円６０９の動作の間、ねじりバネ１３４、１３６の力がＤＦＨＬＡ１１０に伝達されることが防止される。これによって、ＤＦＨＬＡ１１０は、通常の油圧式ラッシュ補償を備えた標準的なロッカーアームアセンブリのように動作することが可能となる。この場合、ＤＦＨＬＡのラッシュ補償部は、エンジン作動油圧ギャラリーから直接供給される。この動作は、図４７に示す、スイッチングロッカーアームアセンブリ１００内の回転ストップ６２１、６２３によって促進される。回転ストップは、外側アーム１２０が、ねじりバネ１３４、１３６の力によって十分遠くに回転され、高リフトローブ１０４、１０６に接触することが防止される。

図４３及び図４８に示すように、全機械的ラッシュは、カムシャフトラッシュ６１０とラッチラッシュ６０２の和である。この和は、バルブの動きに影響を及ぼす。高リフトカムシャフトのプロファイルは、全機械的ラッシュ６１２を補償するための開放及び閉止ランプ６６１を含む。全機械的ラッシュ６１２の最小変動は、エンジン寿命を通じて性能目標を維持するために重要である。ラッシュを指定された範囲内に保持するため、全機械的ラッシュ６１２の公差は、製造において精密に調整される。部品損耗は、全機械的ラッシュの変動と相関を有するため、機構の寿命を通じて低レベルの部品損耗が許容される。広範な耐久性は、割り当てられた許容損耗と全機械的ラッシュは、寿命試験の終了まで指定された制限内に維持されることを示している。

図４８のグラフにおいて、ラッシュ値（ミリメートル単位）が縦軸、カムシャフト角（度単位）が横軸である。バルブリフトのプロファイル６６０の線形部分６６１は、与えられたカムシャフト角の変化に対する距離（ミリメートル）の変化が一定であることを示し、接触面同士の閉止速度が一定の領域を表す。例えば、バルブリフトのプロファイル曲線６６０の線形部分６６１の間、ロッカーアームアセンブリ１００（図４）が低リフトモードから高リフトモードへの切換られるときの第１スライダーパッド１３０と第１高リフトローブ１０４（図４３）との間の閉止距離は、一定速度を表す。一定速度領域を使用することによって、加速度による衝撃負荷が低減する。

図４８に示すように、バルブリフトのプロファイル曲線６６０の一定速度のリフトなし部分６６１の間、バルブリフトは発生しない。全ラッシュが、改善されたシステム設計、製造、または組立て工程を通じて低減または精密に制御されている場合、バルブリフトのプロファイルの線形の速度部分に必要な量が低減する。これによって、例えば、早期のバルブ開放またはエンジン毎の一貫したバルブ動作を可能にするといった、エンジン管理の利点が得られる。

ここで、図４３、図４７、及び図４８に示すように、個々の部品及びサブアセンブリの設計及び組立ての変化は、切換タイミングの仕様を満たすラッシュ値の行列を生成し、上述した必要な一定速度の切換領域を低減することができる。例えば、１つのラッチピン２００の自己整列の実施形態には、機能するために、１０ミクロンの最小のラッチラッシュ６０２を必要とする形状が含まれる。修正改善されたラッチ２００は、自己整列機能なく構成され、５ミクロンのラッチラッシュを要するように設計することができる。この設計変更は、全ラッシュを５ミクロン分低減させ、バルブリフトのプロファイル６６０に必要なリフトなし部分６６１が低減する。

図４３に示すラッチラッシュ６０２及びカムシャフトラッシュ６１０は、３ローブ型カム１０２で他の接触方法を使用する、図４に示すスイッチングロッカーアームアセンブリ１００の任意の設計の変化に対して、同様の方法で説明することができる。一実施形態において、ローラー１２８（図１５及び図２７）の代わりに、１３０と同様のスライダーパッドが使用される。第２の実施形態において、１２８と同様のローラーが、スライダーパッド１３０及びスライダーパッド１３２の代わりに使用される。ローラーとスライダーパッドの組み合わせを有する他の実施形態もある。

ラッシュ管理、試験
以下の節に説明するように、ラッシュを管理するために使用される設計方法及び製造方法は、予測される運転条件の範囲に対して、通常運転及び高ストレス条件表す条件の両方をシミュレートするために、試験され、検証される。

ＤＶＶＬスイッチングロッカーアームの耐久性は、継続性能（すなわち、適切なバルブ開放及び閉止）と損耗測定とを組みあせて実施することによって査定される。損耗は、システム内の機械的ラッシュの相対量に沿って、ＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム上の材料、特にＤＬＣコーティングの損失を定量化することによって査定される。上述したように、ラッチラッシュ６０２（図４３）は、内側及び外側アームの間のラッチピンの移動を許容するために必要であり、エンジン電子制御装置（ＥＣＵ）によって指令されたときに、高リフトモード及び低リフトモード運転の両方を可能にする。任意の理由によるＤＶＶＬロッカーアーム上のラッシュの増大は、使用可能なリフトなしランプ６６１（図４８）を低減し、バルブトレインの高加速が生じる。機械的ラッシュに関する損耗の仕様は、寿命の終了時における所望の動的性能を維持するために制限組み込み部品を許容するように、設定される。

例えば、図４３に示すように、ロッカーアームアセンブリの接触面間の損耗は、ラッチラッシュ６０２、カムシャフトラッシュ６１０、及び結果として生じる全ラッシュを変化させる。これらのそれぞれの値に影響する損耗は、次のものである。１）ローラー１２８（図１５）とカムローブ１０８（図４）の間の界面の損耗は、全ラッシュを低減する。２）スライド面、スライダーパッド１３０、１３２（図１５）とカムローブ１０４、１０６（図４）との間のスライド面の損耗は、全ラッシュを増大させる。３）ラッチ２００とラッチパッド面２１４との間の損耗は、全ラッシュを増大させる。ベアリング界面の損耗は、全ラッシュを低減させ、ラッチとスライダー界面の損耗は、全ラッシュを増大させる。このため、全体的な損耗は、ロッカーアームアセンブリの寿命に渡って最小の正味の全ラッシュ変化を生じさせ得る。

４．７ ＤＶＶＬアセンブリのダイナミクス
従来のロッカーアームに対する重量分布、剛性、及び慣性は、指定された範囲の運転速度及び動的安定性に関連する反応力、バルブ先端負荷、及び運転の間のバルブバネ圧縮に対して最適化された。図４に例示したスイッチングロッカーアーム１００は、従来のロッカーアームと同じ設計要件を有し、付加的質量及びアセンブリの切換機能によって与えられる付加的な拘束条件を伴う。モード切換エラーによる衝撃負荷及びサブアセンブリの機能要件を含む他の因子も考慮しなければならない。質量及び慣性を低減し、構造的剛性を維持するため、及びキー領域における抵抗応力のために必要な質量分布に効果的に取組まない設計により、部分的に仕様外のたわみが生じるか、または、過応力となり、これらの両方は、切換性能の低下及び未熟な部分の損失をもたらす可能性がある。図４に示すＤＶＶＬロッカーアームセンブリ１００は、低リフトモードにおいて３５００ｒｐｍまで、及び、高リフトモードにおいて７３００ｒｐｍまで、動的に安定でなければならない。

図４、図１５、図１９、及び図２７に示すように、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００の剛性は、低リフトモード及び高リフトモードの両方で評価される。低リフトモードにおいて、内側アーム１２２は、力を伝達してバルブ１１２を開放する。内側アームの剛性が、同じ応用における固定ロッカーアームの剛性よりも大きいため、エンジンをパッケージ化する許容体積、及び内側アーム１２２の機能パラメータは、高度に最適化された構造を要しない。高リフトモードにおいて、外側アーム１２０は、内側アーム１２２とともに動作して力を伝達し、バルブ１１２を開放する。有限要素解析（finite element analysis：ＦＥＭ ）技術は、外側アーム１２０が、最大の柔軟な構成要素であることを示している。図５０に示すグラフには、垂直方向のたわみ６７０の最大領域が示されている。この部分に対する質量分布及び剛性の最適化は、スライダーパッド１３０、１３２とラッチ２００との間で、外側アーム１２９の断面の垂直方向高さ増大させることに向けられる。外側アーム１２０の上側プロファイルの設計制限は、外側アーム１２０と高リフトローブ１０４、１０６の掃引プロファイルとの間のクリアランスに基づく。外側アームの下側プロファイルの設計制限は、低リフモードにおけるバルブバネ保持部１１６に対するクリアランスに基づく。上述された設計条件内で材料分布を最適化することによって、垂直方向のたわみが低減し、剛性が（一例では、初期の設計に対して３３パーセントよりも大きく）増大する。

図１５及び図５２に示すように、ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００は、ＤＦＨＬＡ１１０のボールプランジャ接触点６１１回りに旋回するときの慣性を、アセンブリの質量を可能な限り一側１０１に寄せることによって最小化するように設計されている。これによって、大きな質量を有する２つの構成要素であるピボット軸１１８及びねじりバネ１３４，１３６を、ＤＦＨＬＡ１１９の一側１０１の近傍に配置するという一般的な構成が設計される。ピボット軸１１８をこの位置に配置すると、ラッチ２００はＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００の一端１０３に配置される。

図５５は、高リフトモードにおけるＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００の剛性を、他の標準的なロッカーアームと比較したグラフである。ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００は、この応用例における固定ロッカーアームよりも低い剛性を有する。但し、その剛性は、現在製造されている同様のバルブトレイン構成で仕様されているロッカーアームの既存の範囲内にある。ＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００の慣性は、近似的に、固定ロッカーアームの慣性の２倍である。但し、その慣性は、現在製造されている同様のバルブトレイン構成で仕様されているロッカーアームの平均値よりも僅かに大きいだけである。複数のＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００を含む吸気バルブトレインの全体的な有効質量は、固定吸気バルブトレインよりも２８％だけ大きい。これらの剛性、質量、及び慣性の値は、運転設計基準を満たしながら、慣性を最小化し、剛性を最大化するために、各構成要素及びサブアセンブリの最適化を要する。

４．７．１ ＤＶＶＬアセンブリのダイナミクスの詳細な説明
図５３には、ロッカーアームアセンブリ１００の全慣性を構成する主要な構成要素が示されている。これらは、内側アームアセンブリ６２２、外側アーム１２０、及びねじりバネ１３４、１３６である。上述したように、内側アームアセンブリ６２２の機能要件、例えば、作動油伝達流路及ラッチピン機構のハウジングでは、同じ応用例に対する固定ロッカーアームよりも高い剛性が要求される。以下の説明では、内側アームアセンブリ６２２が単一の部品として考慮されている。

図５１〜図５３を参照すると、図５１には、図４に示すロッカーアームアセンブリ１００の上面図が示されている。図５２は、図５１の５２−５２線に沿った断面図であり、ロッカーアームアセンブリ１００の負荷接触点を示す。回転する３ローブ型カム１０２は、ローラー１２８、または、運転モードによっては、スライダーパッド１３０、１３２に対してカム負荷６１６を印加する。ボールプランジャーエンド６０１及びバルブ先端６１３は、反対の力を与える。

低リフトモードにおいて、内側アームアセンブリ６２２は、カム負荷６１６をバルブ先端６１３に伝達し、図４のバネ１１４を圧縮し、バルブ１１２を開放する。高リフトモードにおいて、外側アーム１２０、及び内側アームアセンブリ６２２は、一体にラッチされる。この場合、外側アーム１２０は、カム負荷６１６をバルブ先端６１３に伝達し、バネ１１４を圧縮し、バルブ１１２を開放する。

ここで、図４及び図５２に示すように、ロッカーアームアセンブリ１００の全慣性は、その主要な構成要素の慣性の和によって決定され、それがボールプランジャー接触点６１１回りに回転するとして計算される。例示的なロッカーアームアセンブリ１００において、主要な構成要素は、ねじりバネ１３４、１３６、内側アームアセンブリ６２２、及び外側アーム１２０として定義されるものであってもよい。全慣性が増大すると、バルブ先端６１３上の動的負荷は増大し、システムの動的安定性は低減する。バルブ先端の負荷を最小化し、動的安定性を最大化するために、ロッカーアームアセンブリ１００全体の質量は、ボールプランジャー接触点６１１の方に寄せられる。寄せることができる質量は、所定のカム負荷６１６、バルブ先端負荷６１４、及びボールプランジャー負荷６１５に対して必要な、ロッカーアームアセンブリ１００の剛性要件によって制限される。

ここで、図４及び図５２に示すように、ロッカーアームアセンブリ１００の剛性は、高リフト状態または低リフト状態における、内側アームアセンブリ６２２と外側アーム１２０の剛性の組み合わせよって決定される。ロッカーアームアセンブリ１００の任意の与えられた位置の剛性値は、有限要素解析（ＦＥＡ）または他の解析法を用いて計算及び視覚化することができる、測定軸６１８に沿った位置に対して剛性をプロットしたグラフにより特徴づけることができる。同様に、外側アーム１２０及び内側アームアセンブリ６２２の剛性は、有限要素解析（ＦＥＡ）または他の解析法を用いて、個別に計算及び視覚化することができる。図示された例１０６では、これらの解析の結果が、測定軸６１８に沿った位置に対して剛性をプロットした一連の特性グラフとして示されている。追加的な説明として、上述した図５０には、外側アーム１２０の最大たわみのグラフが示されている。

ここで、図５２及び図５６に示すように、ロッカーアームアセンブリ１００上の任意の与えられた位置に対する応力及びたわみは、有限要素解析（ＦＥＡ）または他の解析方法を用いて計算し、与えられたカム負荷６１６、バルブ先端負荷６１４、及びボールプランジャー負荷６１５に対して、測定軸６１８に沿った位置に対して応力及びたわみをプロットしたグラフにより特徴づけることができる。同様に、外側アーム１２０及び内側アームアセンブリ６２２の応力及びたわみは、有限要素解析（ＦＥＡ）または他の解析法を用いて、個別に計算及び視覚化することができる。図５６に示す例では、これらの解析結果が与えられたカム負荷６１６、バルブ先端負荷６１４、及びボールプランジャー負荷６１５に対して、測定軸６１８に沿った位置に対して応力及びたわみをプロットした一連の特性グラフとして示されている。

４．７．２ ＤＶＶＬアセンブリのダイナミクスの解析
図５２には、応力及びたわみの解析に対して、負荷の位置及び大きさに関連した負荷事例が示されている。例えば、高リフトモードでラッチ状態にあるロッカーアームアセンブリ１００において、カム負荷６１６はスライダーパッド１３０、１３２に印加される。カム負荷６１６は、バルブ先端負荷２１４及びボールプランジャー負荷２１４によって対抗される。第１距離２３２は、バルブ先端負荷２１３とボールプランジャー負荷２１５との間で、測定軸２１８に沿って測定された距離である。第２距離２３４は、バルブ先端負荷２１３とカム負荷６１６との間で、測定軸６１８に沿って測定された距離である。負荷率は、第２距離で除算された第１距離である。動的解析では、解析及び可能な最適化のために、複数の値及び運転条件が考慮される。これらには、３ローブ型カムシャフトの界面パラメータ、ねじりバネパラメータ、全機械的ラッシュ、慣性、バルブバネパラメータ、及びＤＦＨＬＡパラメータが含まれるものであってもよい。

評価のための設計パラメータは、次のようなものである。

ここで、図４、図５１、図５２、図５３、及び図５４を参照して、設計パラメータの所定の組に基づく、一般的な設計方法を説明する。

１．スッテプ３５０において、質量をボールプランジャー接触点６１１に向けて寄せるために、構成要素６２２、１２０、１３４、及び１３６を測定軸に沿って配置する。例えば、ねじりバネ１３４，１３６は、ボールプランジャー接触点から２ｍｍ左に配置し、内側アームアセンブリ６２２のピボット軸１１８は、５ｍｍ右に配置するものであってもよい。外側アーム１２０は、図５３に示すようにピボット軸１１８と並ぶように配置される。
２．ステップ３５１において、与えられた構成要素の配置構成に対して、ロッカーアームアセンブリ１００の全慣性を計算する。
３．ステップ３５２において、構成要素の配置構成の機能性を評価する。例えば、ねじりバネ１３４、１３６が、指定された位置において、追加の質量なしでスライダーパッド１３０、１３２とカム１０２との接触を維持するために必要な剛性を与えることを確認する。別の例では、構成要素の配置構成は、パッケージサイズの拘束条件に適合するように決定されなければばらない。
４．ステップ３５３において、ステップ３５１とステップ３５２の結果を評価する。選択されたエンジン回転速度におけるバルブ先端負荷２１４及び動的安定性の最小要件を満たさない場合、ステップ３５１とステップ３５２における構成要素の配置と解析の実行を繰り返す。選択されたエンジン回転速度におけるバルブ先端負荷２１４及び動的安定性の最小要件を満たす場合、ロッカーアームアセンブリ１００のたわみ及び応力を計算する。
５．ステップ３５４において、応力及びたわみを計算する。
６．ステップ３５６において、たわみ及び応力を評価する。たわみ及び応力に関する最小要件を満たさない場合、ステップ３５５に進み、構成要素設計を改善する。設計の反復が終了した場合、ステップ３５３に戻り、バルブ先端負荷２１４と動的安定性を再評価する。選択されたエンジン回転速度におけるバルブ先端負荷２１４及び動的安定性の最小要件を満たす場合、ステップ３５４において、たわみ及び応力を計算する。
７．図５５を参照すると、応力、たわみ、及び動的安定性の条件を満足するとき、結果は、１つの可能な設計３５７である。解析結果は、可能な設計構成について、慣性に対する剛性のグラフ上にプロットすることができる。このグラフは、領域３６０で示される許容値の範囲を備える。図５７は、３つの異なる合格設計を示す。さらに、許容可能な慣性／剛性領域３６０は、個別の主要構成要素１２０、１２２及びねじりバネ１３４、１３６の特性も限定する。

ここで、図４、図５２、及び図５５に示すように、外側アーム１２０、内側アームアセンブリ６２２、及びねじりバネ１３４、１３６を含むロッカーアームアセンブリ１００の主要な構成要素のそれぞれが、慣性、応力、及びたわみについての指定された設計基準を、集合的に満たした場合、合格設計に到達したことになる。合格設計は、主要な構成要素のそれぞれについて固有の特性データを与える。

それを説明するために、図５７に示すような、特定の剛性／慣性基準を満たす３つの機能するＤＶＶＬロッカーアームアセンブリ１００を選択する。これらのアセンブリのそれぞれは、３つの主要な構成要素を含む。それらは、ねじりバネ１３４、１３６、外側アーム１２０、及び内側アームアセンブリ２２２である。この解析のために、図５８に示す例ように、それぞれの主要な構成要素の可能な慣性値の範囲について説明する。

・ねじりバネの組、設計例＃１、慣性＝Ａ；ねじりバネの組、設計例＃２、慣性＝Ｂ；ねじりバネの組、設計例＃３、慣性＝Ｃ
・ねじりバネの組の慣性の範囲は、ボールエンドプランジャーの先端２１１（図５８では、符号Ｘが付されている）回りに計算され、値Ａ、Ｂ、Ｃで定義される範囲によって限定されている。
・外側アーム、設計例＃１、慣性＝Ｄ；外側アーム、設計例＃２、慣性＝Ｅ；外側アーム、設計例＃３、慣性＝Ｆ
・外側アームの慣性の範囲は、ボールエンドプランジャーの先端２１１（図５８では、符号Ｘが付されている）回りに計算され、値Ｄ、Ｅ、Ｆで定義される範囲によって限定されている。
・内側アームアセンブリ、設計例＃１、慣性＝Ｘ；内側アームアセンブリ、設計例＃２、慣性＝Ｙ；内側アームアセンブリ、設計例＃３、慣性＝Ｚ
・内側アームアセンブリの慣性の範囲は、ボールエンドプランジャーの先端２１１（図５８では、符号Ｘが付されている）回りに計算され、値Ｘ、Ｙ、Ｚで定義される範囲によって限定されている。

構成要素の慣性値の範囲は、今度は、主要な構成要素（ねじりバネ、外側アーム、内側アームアセンブリ）の固有の配置構成を生成する。例えば、この設計において、ねじりバネは、ボールエンドプランジャーの先端６１１に非常に近接させて配置される傾向にある。

図５７〜図６１に示すように、慣性を最小化するためには、キー領域における応力を管理するための部分の質量分布を最適化する必要があるため、個々の構成要素に対する慣性の計算は、アセンブリ内の負荷要件と密接に関連する。上述した３つの合格した設計例のそれぞれについて、剛性及び質量分布の範囲について説明する。

・設計例＃１の外側アーム１２０について、Ａ端から開始してＢ端まで進むように、部品に沿った距離に対して質量分布をプロットすることができる。同様に、設計例＃２の外側アーム１２０の質量分布値、及び、設計例＃３の外側アーム１２０についてもプロットされる。
・２つの最も端にある質量分布曲線の間の領域は、このアセンブリにおける外側アーム１２０の特性を示す値の範囲として定義できる。
・設計例＃１の外側アーム１２０について、Ａ端から開始してＢ端まで進むように、部品に沿った距離に対して剛性分布をプロットすることができる。同様に、設計例＃２の外側アーム１２０の剛性値、及び、設計例＃３の外側アーム１２０についてもプロットされる。
・２つの最も端にある剛性分布曲線の間の領域は、このアセンブリにおける外側アーム１２０の特性を示す値の範囲として定義できる。

外側アーム１２０の、その移動及び配向に関連する軸に沿った、運転の間の剛性及び質量分布は、特性値、ひいては特性形状によって説明される。

５． 設計の検証
５．１ ラッチ応答
図２６に示し、上述した所定の機械的スイッチングウィンドウ内で、確実にロッカーアームアセンブリの切換が行われるように、例示的なＤＶＶＬシステムのラッチ応答時間が、図６２に示すラッチ応答試験スタンド９００を使用して検証された。応答時間は、作動油の粘性の温度変化に影響を及ぼすため、１０℃から１２０℃の範囲の作動油温度に対して記録された。

ＯＣＶ、ＤＦＨＬＡ、及びＤＶＶＬスイッチングロッカーアーム１００を含む製品に使用するハードウェアについて、ラッチ応答試験スタンド９００を使用した。エンジン作動油条件をシミュレートするため、作動油温度は、外部の加熱及び冷却システムによって制御された。作動油圧は、外部のポンプにより供給され、レギュレータによって制御された。作動油温度は、ＯＣＶとＤＦＨＬＡとの間の制御ギャラリー内で測定された。変位変換器９０１により、ラッチ移動が測定された。

ラッチ応答時間は、製品に使用される様々なＳＲＦＦを使用して測定された。試験は、製品に使用される ５ｗ−２０モーターオイルを使用して実行された。低リフトモードから高リフトモードへの切換及び高リフトモードから低リフトモードへの切換が生じたときに、応答時間が記録された。図２１は、低リフトモードから高リフトモードへの切換時の、ラッチ応答時間の詳細を示す図である。２０℃における最大応答時間が、１０ミリ秒よりも短いことが測定された。図２２は、高リフトモードから低リフトモードへの切換時の、ラッチ応答時間の詳細を示す図である。２０℃における最大応答時間が、１０ミリ秒よりも短いことが測定された。

切換の調査の結果、ラッチの切換時間は、温度により作動油の粘性が変化するため、主として作動油温度の関数であることが分かった。ラッチ応答曲線の傾きは、モータオイルの粘性と温度との関係に類似している。

切換応答の結果は、ラッチ移動が、最大で３５００ｒｐｍでのカムシャフトの１回転のうちにモードの切換を行うために十分に早いことを示している。応答時間は、温度が２０℃を下回ると、顕著に増大し始める。温度が１０℃以下では、３５００ｒｐｍの切換要件を低減することなく、カムシャフトの１回転のうちにモードの切換を行うことは可能ではない。

ＳＲＦＦは、表１に示すように、高リフトモードと低リフトモードの両方について、高いエンジン回転速度でロバストであるように設計された。高リフトモードでは、７３００ｒｐｍまで運転可能であり、７５００ｒｐｍの「バースト」速度要件を備えている。バーストは、短い、より高いエンジン回転速度への短時間の変動として定義される。ＳＲＦＦは、高リフトモードにおいて通常ラッチ状態であり、これによって、高リフトモードは作動油温度に依存しない。低リフトモードは、３５００ｒｐｍまでの部分負運転の間の燃費に焦点を合わせており、７５００ｒｐｍのバースト速度に加えて、５０００ｒｐｍの過速度要件を備えている。試験されたように、システムは、２０℃またはそれ以上の作動油温度において、ＳＲＦＦのラッチを解除することができる。試験は、２０℃での運転を保障するために、１０℃まで実行された。耐久性の結果は、この設計は、エンジン回転速度、リフトモード、及び作動油温度の全運転範囲にわたって、ロバストであることを示している。

素早い吸気バルブの閉止を達成するためのＤＶＶＬシステムに基づくＳＲＦＦの設計、開発、及び検証は、第２型のバルブトレインに対して完成された。このＤＶＶＬシステムは、２つのモードで動作することによって、性能を犠牲にすることなく燃費を改善する。高リフトモードでは標準的な吸気バルブのプロファイルを使用して性能を維持しながら、低リフトモードにおいて吸気バルブを早期に閉止することによって、ポンピングループ損失が低減する。このシステムでは、インライン４気筒ガソリンエンジンで使用される一般的な第２型の吸気及び排気バルブトレインの幾何学的構成が保持される。共通の部品及び標準的なチェーン駆動システムを使用することによって、実装コストが最小化される。第２型ＳＲＦＦに基づくシステムを、この方法で使用することによって、このハードウェアを複数のエンジンファミリーに適用することが可能になる。

このＤＶＶＬシステムは、吸気バルブトレインに組付けられ、高リフトモード及び低リフトモードの両方において、モード切換及び動的安定性の重要な性能目標を満たす。切換応答時間によって、２０℃よりも高い作動油温度、及び３５００ｒｐｍまでのエンジ速度で、カムシャフトの１回転のうちのモード切換が許容される。ＳＲＦＦ剛性及び慣性の最適化と、適切なバルブリフトのプロファイル設計との組合せによって、システムが、低リフトモードにおいて３５００ｒｐｍまで、高リフトモードにおいて７３００ｒｐｍまで、動的に安定であることが可能となった。製品に使用されるハードウェアで行われた検証試験は、ＤＶＶＬシステムは耐久性目標を超えていることを示している。システムの加速劣化試験が実施され、耐久性が寿命目標を超えていることが示された。

５．２ 耐久性
乗用車は、約２４０，０００ｋｍ（１５０，０００マイル）の排気使用寿命要件を満たす必要がある。この試験では、製品が法規制の要件を超えてロバストであることを保障すするため、約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）という、より厳しい目標が設定された。

寿命試験におけるバルブトレイン要件は、約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）という目標に変換された。この距離目標は、バルブトレインの耐久性要件を定義するために、バルブ駆動事象に変換する必要がある。バルブ事象の回数を決定するために、車両の寿命にわたる、平均的な車両速度及びエンジン回転速度が仮定された。この例では、乗用車への応用として、平均的車両速度は約６４ｋｍ毎時（４０マイル毎時）、平均的エンジンの回転速度は２２００ｒｐｍが選択された。カムシャフトは、エンジン回転速度の半分の速度で動作し、バルブはカムシャフトの１回転について１回駆動される。この結果、試験の要件として、３３０×１０^６（３３０Ｍ）回のバルブ事象が得られた。試験は、点火エンジンと非点火品の両方で実施された。点火エンジン試験を５０００時間実施するのではなく、大部分の試験と結果のリポートは、図６３に示す非点火品の使用に焦点をおき、３３０Ｍ回のバルブ事象を満たすために必要な試験を実行した。点火試験と非点火試験の結果は比較され、バルブトレインも損耗の結果に関して良い一致を見た。これによって、非点火品による寿命試験の信頼性が与えられた。

５．２．１ 加速劣化
エンジン試験を実行する前に、加速試験を実行して複数のエンジン寿命にわたる適合性を示す必要がある。したがって、点火試験の前に非点火品での試験が実施された。高速試験は、試験完了までの時間を短縮するため、バルブトレインの損耗を加速するように構成された。試験相関は、平均のエンジン回転速度を使用時の速度に対して２倍し、約４分の１の時間とほぼ同等のバルブトレイン損耗が生じるように確立された。結果として、バルブトレインの損耗は、次の式に近似的に従うものであった。

ここで、ＶＥ_{ＡＣＣＥＬ}は、加速劣化試験の間に必要なバルブ事象数である。ＶＥ_{ｉｎ−ｕｓｅ}は、通常の使用時試験の間に必要なバルブ事象数である。ＲＰＭ_{ＡＶＧ−ＴＥＳＴ}は、加速試験における平均のエンジン回転速度、及び、ＲＰＭ_{ＡＶＧ−ＩＮ ＵＳＥ}は、使用時試験の平均のエンジン回転速度である。

専用の高速耐久性試験サイクルが開発された。平均のエンジン回転速度は５０００ｒｐｍとした。各サイクルは、高リフトモードでの約６０分の高速期間を有し、次いで、低リフトモードでの約１０分の低速期間を有する。このサイクルは、４３０回繰り返されて、７２Ｍ回のバルブ事象が達成された。加速された損耗率は、標準的な負荷レベルにおいて３３０Ｍ回の事象である。ニードル及びローラーベアリングを含む標準的なバルブトレイン製品は、数年にわたって自動車業界で成功を収めてきた。この試験サイクルは、ＤＬＣコーティングされたスライダーパッドに焦点をあてたものであり、表２に示すように、約９７％のバルブリフト事象は、高リフトモードにおいてスライダーパッド上で発生する。残りの２Ｍ回のサイクルは、ローラーベアリングの上低リフトモードである。これらの試験条件では、１つのバルブトレインの寿命は、４３０回の加速試験サイクルに同等であるものとみなしている。この試験により、ＳＲＦＦは、エンジン使用寿命の６倍の期間を通じて、無視し得る損傷及びラッシュ変動しか発生せず、耐久性があることが示された。

システムの加速劣化試験は、耐久性を示す重要な試験であり、多くの機能固有の試験が実行されて、様々な運転状況にわたるロバスト性が示された。表２には、主要な耐久性試験と、各試験の目的が含まれる。システムの加速劣化試験は、約５００時間または約４３０試験サイクル実行された。切換試験は、ラッチおよびねじりバネの損耗を査定するために約５００時間実行された。同様に、部品の劣化をさらに加速するために、臨界的シフト試験も実行された。臨界的シフト試験は、外側アームが部分的にラッチされており、高リフト事象の間に低リフトモードに脱落する可能性がある状態からの過酷かつ危険なシフトの間に実行された。臨界的シフト試験は、車両メンテナンスの不備によって生じる極端な状況の場合におけるロバスト性を示すために実行された。この臨界的シフト試験は、達成するのが難しく、外側アームを部分的にラッチするために実験室での正確な作動油圧制御を要するものであった。このような運転は、作動油圧がウィンドウの外で制御されるため、使用時には想定されていない。低い油潤滑による損耗を加速するために、複数のアイドル試験が、コールドスタート試験と組合せて実行された。使用済みオイル試験も、高速で実行された。最後に、構成要素の耐久性を検証するため、ベアリング及びねじりバネ試験も実行された。全ての試験は、約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）というエンジンの使用寿命要件を見たすものであった。この条件は、約２４０，０００ｋｍ（１５０，０００マイル）という乗用車の使用寿命要件を確実に超える条件である。

全ての耐久試験は、作動油に対する特定のレベルの空気混入率で実施された。大部分の試験において、空気混入率は、全気体容量（ＴＧＣ）が約１５％と約２０％の間の範囲であり、これは、乗用車の応用において典型的なものである。この容量はエンジン回転速度にともなって変化し、レベルは、アイドルから７５００ｒｐｍのエンジン回転速度で定量化された。過空気試験も、空気混入率のレベルを２６％ＴＧＣとして、実行された。これらの試験は、ダイナミクス試験と切換性能試験に対して適合性が試験されたＳＲＦＦで実行された。ダイナミクス性能試験の詳細については、結果の節で説明する。作動油の空気混入率のレベル及び拡張されたレベルは、製品のロバスト性を示すものである。

５．２．２． 耐久試験の装置
図６３に示す耐久性試験スタンドは、電気モーターによって駆動され、外部のエンジンオイル温度制御システム９０５を備えるプロトタイプの２．５Ｌ−４気筒エンジンからなる。カムシャフト位置は、Ａｃｃｕ−ｃｏｄｅｒ ８０２Ｓ 外部エンコーダ９０２によって監視され、クランクシャフトによって駆動される。クランクシャフトの角速度は、デジタル磁気速度センサ（Honeywell584 モデル）９０４によって測定される。作動油圧は、制御ギャラリー及び油圧ギャラリーの両方で、Kulite XTL 圧電変換器を使用して監視される。

５．２．３ 耐久試験の装置制御
試験品の制御システムは、エンジン速度、作動油温度、及びバルブリフト状態を指令するとともに、意図したリフト機能が満足されていることを検証するように構成される。バルブトレインの性能は、非侵入式の Bentley Nevada 3300XL 近接プローブ９０６を使用してバルブ変位を測定することによって、評価される。近接プローブは、カムシャフト角の２分の１の分解能で、バルブリフトを２ｍｍまで測定する。これによって、バルブリフト状態を確認し、閉止速度とバウンス解析のためにデータを後処理するために必要な情報が得られる。試験の設定は、アイドル速度で記録されたバルブ変位の追跡が含まれており、これは、ＳＲＦＦのベースライン条件を表わし、図６４に示すマスタープロファイルを決定するために使用された。

図１７には、バルブ閉止変位を診断するための１つの切換サイクルシステムを表す診断ウィンドウが示されている。ＯＣＶは、制御システムにより指令されると、ＯＣＶアーマチャを移動させ、これは、ＯＣＶ電流追跡８８１によって表される。ＯＣＶの制御ギャラリー内における下流方向への作動油の流れは、圧力曲線８８０によって示されるように、増大し、これによって、ラッチピンが駆動されて、高リフト状態から低リフト状態への変化が発生する。

図６４には、実験により決定されたマスタープロフィル９０８と関連して、バルブ閉止公差９０９が示されている。使用された近接プローブ９０６は、最後の２ｍｍのリフトを測定するように較正されており、図６４には、縦軸上に最終的な１．２ｍｍの移動が示されている。クランクシャフト角の公差である２．５” は、マスタープロファイル９０８の周りで確立され、これによって、高いエンジン回転速度でのバルブトレインの圧縮から生じるリフトの変動を許容し、誤って故障が記録されることが防止される。検出ウィンドウは、バルブトレインシステムが意図されたたわみを有するかどうかを解決するために設定された。例えば、バルブ閉止が意図されたものよりも鋭かった場合、早期のカムシャフト角の閉止によって、望ましくない過大な速度によるバルブのバウンスが生じる。マスタプロファイルの周りの検出ウィンドウ及び公差によって、これらの異常を検出することができる。

５．２．４ 耐久試験の計画
ＳＲＦＦの故障モードを決定するために、故障モードの設計と効果解析（Design Failure Modes and Effects Analysis：ＤＦＭＥＡ）が実行された。同様に、システム及び下位システムでの機構が決定された。この情報は、異なる運転状況でのＳＲＦＦの耐久性の開発及び評価に使用された。試験の種類は、図６５に示す４つのカテゴリに分類された。これらのカテゴリには、性能検証、下位システム試験、極限試験、システムの加速劣化である。

図６５には、耐久性の重要なテストの階層が示されている。性能検証試験は、ＳＲＦＦの応用要件に対する性能を評価するものであり、耐久性検証の第１ステップである。下位システム試験は、測定に機能及び製品の寿命にわたる界面の損耗を評価する。極限試験は、ＳＲＦＦに対して、厳しいユーザーと運転制限とを組合せて与える試験である。最後に、加速劣化試験は、ＳＲＦＦを全体的に評価する包括的試験である。これらの試験に合格することによって、ＳＲＦＦの耐久性が示される。

性能検証
疲労及び剛性
ＳＲＦＦには、周期的負荷試験が実行される。疲労寿命が、大きな設計マージンによって応用例の負荷を超えることが確認される。バルブトレインの性能は、システムの構成要素の剛性に強く依存している。設計を評価し、許容可能な動的性能を保障するためにロッカーアームの剛性が測定される。

バルブトレインのダイナミクス
バルブトレインのダイナミクス試験の説明と性能は、結果の節で説明される。この試験には、ＳＲＦＦのひずみゲージを用いた測定と、バルブ閉止速度の測定との組合せが含まれる。

下位システムの試験
切換（スイッチング）耐久性
切換耐久試験は、ＳＲＦＦを、ラッチ状態から未ラッチ状態へ、そしてまらラッチ状態に戻るというサイクルで３百万回動作させることによって、切換機構を評価する。この試験の主要の目的は、ラッチ機構を評価することである。試験サイクルの５０％は低リフトモードであるため、ねじりバネに関する追加の耐久性情報が得られる。

ねじりバネの耐久性及び疲労
ねじりバネは、スイッチングローラーフィンガーフォロワーに必須の構成要素である。ねじりバネによって、高リフトカムシャフトローブとの接触を維持しながら、外側アームのロストモーション運動が可能になる。ねじりバネの耐久性試験は、ＳＲＦＦにねじりバネを組み付けて実行される。ねじりバネの疲労試験は、上昇した応力レベルでのねじりバネの疲労寿命を評価する。合格は、ねじりバネの負荷損失が寿命終了時で１５％よりも小さいこととして定義される。

アイドル速度耐久性
アイドル速度耐久試験は、引く作動油圧及び高い作動油温度によって生じる限界潤滑条件をシミュレートする。この試験は、スライダーパッド及びベアリング、バルブパレットに対するバルブ先端、及びボールプランジャーに対するボールソケットの損耗を評価するために使用される。リフト状態は、試験を通じて、高リフトまたは低リフトとのいずれかに一定に維持される。全機械的ラッシュは、周期的検査間隔で測定され、損耗の主要な測定値である。

極限試験
速度超過
スイッチングロッカーアームの故障モードには、リフト状態制御の喪失が含まれる。ＳＲＦＦは、低リフトモードにおける３５００ｒｐｍの最大クランク速度で動作するように設計される。ＳＲＦＦには、低リフトモードにおける予期しない誤動作による高速に対する保護設計が含まれる。低リフト疲労寿命試験は、５０００ｒｐｍで実行された。エンジンバースト試験は、高リフト状態及び低リフト状態の両方において、７５００ｒｐｍで実行された。

コールドスタート耐久性
コールドスタート耐久試験は、−３０℃の初期温度からの３００回のエンジン始動サイクルに耐えるＤＬＣの能力を評価する。典型的には、これらの温度での寒冷時のエンジン始動には、エンジンブロックヒーターが含まれる。この極限試験は、ロバスト性を示すために選択され、モーターで駆動される試験品のエンジン上で３００回繰り返された。この試験は、低温度の結果として生じる低潤滑に耐えるＤＬＣコーティングの能力を評価する。

臨界的シフト耐久性
ＳＲＦＦは、ラッチピンが外側アームに接触していないときに、カムシャフトの基礎円上で切換えるように設計されている。異常なＯＣＶタイミングの事象、または、制御ギャラリーの作動油圧が完全なピンの移動のために必要な最小作動油圧よりも低い事象において、ピンは、次のリフト事象のときにまだ動いている可能性がある。ラッチピンの異常な位置によって、ラッチピンと外側アームとの間に部分的な係合が生じる。外側アームとラッチピンとの間に部分的な係合が生じると、外側アームがラッチピンから脱落し、ローラーベアリングと低リフトカムシャフトローブとの間に衝撃を与えるおそれがある。臨界的シフト耐久性は、ロバスト性を測るための条件を作り出す過酷試験であり、車両の寿命の間に発生することは想定されていない。臨界的シフト試験は、ＳＲＦＦに５０００回のシフト事象を与えて実行された。

ベアリング耐久性の加速試験
ベアリング耐久性の加速試験は、臨界的シフト試験を完了したベアリングの寿命を評価するために使用される寿命試験である。この試験は、臨界的シフト試験の作用が、ローラーベアリングの寿命を短縮させるかどうかを判別するために使用される。この試験は、完了までの時間を短縮するために、増大された放射状負荷で実行される。臨界的シフト試験を受けたベアリングの性能及び損耗を評価するために、同時に、新規ベアリングが試験された。試験を通じて振動の測定値が取得され、ベアリング損傷の開始を検出するために解析された。

使用済みオイル試験
システムの加速劣化試験及びアドル速度耐久性試験のプロファイルが、２０／１９／１６ ＩＳＯレーティングの使用済みオイルを使用して実行される。このオイルは、オイル交換間隔のエンジンから取得された。

システムの加速劣化試験
システムの加速劣化試験は、カムシャフトとＳＲＦＦとの間及びラッチ機構と低リフトベアリングとの間のスライド界面を含むロッカーアームの全体的な耐久性を評価するためのものである。機械的ラッシュが周期的検査間隔で測定され、損耗の主要な測定値である。図６６には、システムの加速劣化試験の試験サイクルにわたるＳＲＦＦの評価における試験手順が示されている。機械的ラッシュの測定値及びＦＴＩＲの測定によって、ＳＲＦＦ及びＤＬＣコーティングの全体的な健全性を、それぞれ調査することができる。最後に、部品は、試験の開始から機械的ラッシュの何らかの変化の発生源を理解するために、分解される。

図６７には、ＳＲＦＦ耐久性試験の相対的な試験時間が円グラフで示されている。全試験時間は、約１５，７００時間である。システム劣化の加速試験は、加速因子及び１つの試験内に組み合わされたＳＲＦＦの負荷のため、試験時間毎の情報が最も大きく、全試験時間のうち３７％が割り当てられている。アイドル速度耐久性試験（低速、低リフト及び低速、高リフト）は、各テストが長期にわたるため、全試験時間のうちの２９％が割り当てられている。スイッチング耐久性試験は、複数回の寿命にわって試験され、全試験時間の９％を構成する。臨界的シフト耐久性とコールドスタート耐久性の試験は、臨界的シフトを達成することの困難性により長時間が必要となり、コールドスタート耐久性については、熱サイクル時間が必要である。単に臨界的シフト及びコールドスタートの試験自体の時間ではなく、これららのモードを実行するために必要な全時間に関連してデータが定量化されている。残りの下位システムの試験及び極限試験には、全試験時間の１１％が必要であった。

バルブトレインのダイナミクス
バルブトレインの動的挙動（ダイナミクス）は、エンジンの性能及び耐久性を決定する。動的性能は、バルブの閉止速度と、バルブがバルブシートに戻るときのバウンスを評価することによって、判別することができる。ひずみゲージを用いた測定は、カムシャフト角に対するエンジン回転速度の包絡線上のシステムの負荷についての情報を提供する。図６８には、ＳＲＦＦに付着されたひずみゲージが示されている。ひずみゲージは、ＳＲＦＦ上の負荷の量を検証する目的でひずみを測定するために、外側及び内側アームに取り付けられる。

バルブトレインのダイナミクスの試験は、バルブトレインの性能を評価するために実行された。この試験は、全機械的ラッシュの公称値及び制限値で実行された。公称値の場合について説明する。１０００ｒｐｍから７０００ｒｐｍの速度掃引が実行され、エンジン回転速度毎に３０回のバルブ事象が記録された。ダイナミクスデータの後処置によって、バルブ閉止速度及びバルブバウンスが計算することができる。ＳＲＦＦの外側アーム及び内側アームに取り付けられたひずみゲージは、全てのエンジン回転速度で、バルブトレインの構成要素間の分離またはＨＬＡの「ポンプアップ」を防止するために十分な負荷を示している。ポンプアップは、ＨＬＡが、バルブがカムシャフトの基礎円上で開放されたままになるバルブバウンスまたはバルブのたわみを補償するときに発生する。エンジン回転速度の範囲にわたる分布を理解に供するために、最小、最大、及び平均の閉止速度が示されている。高リフト閉止速度が、図６７に示されている。高リフト閉止速度は、設計目標（ターゲット）を満たしている。値の範囲は、７５００ｒｐｍにおける最小値と最大値との間で、目標の範囲内に確実に留まりつつ、近似的に２５０ｍｍ／ｓだけ変動する。

図６９には、低リフトカムシャフトのプロファイルの閉止速度が示されている。通常動作は３５００ｒｐｍまでに発生し、閉止速度は、２００ｍｍ／ｓを下回る。これは、低リフトの設計マージン内に確実にはいっている。システムは、低リフトモードにおける速度超過条件が５０００ｒｐｍであるように設計されており、最大閉止速度は制限値を下回る。バルブ閉止速度の設計目標は、高リフトモードと低リフトモードの両方について満足されている。

臨界的シフト
臨界的シフト試験は、ラッチピンを、図２７に示す上側アームの係合の臨界点に保持することによって実行される。ラッチは、上側アームに部分的に係合される。この場合、上側アームのラッチピンへの係合が解除され、瞬時的にロッカーアームの制御が喪失する可能性がある。内側アームのベアリングは、低リフトカムシャフトローブに衝突する。ＳＲＦＦは、寿命にわたるＳＲＦＦのロバスト性を定量的に示すために、車両で予想される臨界的シフトの回数よりも遥かに多数の回数試験される。臨界的シフト試験は、ラッチ機構ラッチ解除の間の損耗を評価するとともに、臨界的シフトの間に発生する衝突に対するベアリングの耐久性を評価するものである。

臨界的シフト試験は、図６３で示されるエンジンと同様の、モーターで駆動されるエンジンを使用して実行された。ラッシュアジャスタの制御ギャラリーは、臨界圧力付近に調整された。エンジンは一定の速度で運転され、圧力は、システム履歴に適合させるために臨界圧力付近で変動する。臨界的シフトは、１．０ｍｍよりも大きいバルブ降下として定義された。図７０に、典型的なＳＲＦＦのバルブ降下高さ分布が示されている。１．０ｍｍよりも小さい範囲で、１０００回を超える臨界的シフトが発生したことに注意されたい。これらは、表にまとめらているが、試験の完了に向けてカウントされていない。図７１には、カムシャフト角に対して臨界的シフトの分布が示されている。最大の集積は、最大バルブリフトを超えたところで発生しており、残りは近似的に一様に分布している。

ラッチ機構及びベアリングについては、試験を通じて損耗が監視される。外側アームの典型的な損耗（図７３）は、新規部分（図７２）と比較される。必要な臨界的シフトが完了すると、ロッカーアームの正常な動作が検査され、試験の結論が出される。図示されたエッジ損耗は、ラッチ機構に対して大きな影響は及ぼさず、ラッチ棚の大部分である全機械的ラッシュは無視できる程度の損耗を呈するだけである。

下位システム
下位システム試験は、特定の機能及びＳＲＦＦロッカーアームの界面の損耗を評価する。
切換耐久性は、ラッチ機構の機能及びＳＲＦＦの予想される寿命にわたる損耗を評価する。同様にアイドル速度耐久性は、ベアリングとスライダーパッドに、低潤滑と１３０℃の作動油温度という最悪状況を与える。ねじりバネ耐久試験は、近似的に２５×１０^６（２５Ｍ）サイクルで実行される。劣化を測定するために、試験を通じてねじりバネ負荷が測定される。さらに、１５％という最大設計負荷損失を超えることなく、１００Ｍサイクルまで試験を延長しことで、さらなる信頼性が得られた。図７４に、試験の開始時及び終了時における、外側アームに対するねじりバネ負荷が示されている。１００Ｍサイクルの後、５％から１０％の小さな負荷損失が見られた。これは、１５％の許容目標を下回るが、４つのエンジンを運転するための外側アームの負荷としては十分である。

システムの加速劣化試験
システムの加速劣化試験は、持続する性能を評価するために使用される包括的な耐久試験である。この試験は、厳しいエンドユーザによる累積的損傷に相当する。試験サイクルの平均は、近似的に５０００ｒｐｍであり、一定の速度及び加速度を伴うものである。１サイクルの時間は、次のように分けられる。すなわち、２８％の定常状態、１５％の低リフト状態、そして、残りは、加速条件の下で高リフトと低リフトとの間を循環している状態である。試験結果によれば、１回分の寿命の試験におけるラッシュ変化は、ロッカーアームの利用可能な損耗仕様の２１％を説明する。システムの加速劣化試験は、８個のＳＲＦＦを含み、ＳＲＦＦの損耗モードを判別するため、標準寿命を経過した後まで延長された。全機械的ラッシュの測定値は、標準寿命を経過した後は、１００試験サイクル毎に記録された。

システムの加速劣化試験の結果の測定値は、図７５に示されている。図７５には、損耗仕様は、３．６回分の寿命を超えていることが示されている。試験は続行されて、損傷なく６回分の寿命が達成された。試験を複数回の寿命分延長することによって、周期内の初期ブレークを経過した後、機械的ラッシュの線形的な変化が見られた。システムの動的挙動は、全機械的ラッシュの増大により劣化した。しかしながら、６回分のエンジン寿命において、機能的性能は影響を受けなかった。

５．２．５ 耐久試験の結果
試験計画で説明された各試験が実行され、結果の概要について説明する。バルブトレインのダイナミクス、臨界的シフト耐久性、ねじりバネ耐久性、及びシステムの加速劣化の各試験の結果が示されている。

ＳＲＦＦは、ロバスト性を示すための機能固有の試験と組合せてシステムの加速劣化試験を受けた。結果は表３にまとめられている。

耐久性は、エンジン寿命と関連して査定された。エンジン寿命は、約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）であり、法規制による約２４０，０００ｋｍ（１５０，０００マイル）要件よりも相当のマージンを有して大きい。このプロジェクトの目的は、全ての試験が、少なくとも１回分のエンジン寿命を満足することを示すことであった。主要な耐久性試験は、システムの加速劣化試験であり、これは、耐久性、少なくとも６回分のエンジン寿命または約１，９２０，０００ｋｍ（１，２００，０００マイル）の耐久性を示した。この試験は、使用済みオイルを用いた場合についても実行され、１回分のエンジン寿命におけるロバスト性を示した。重要な動作モードは、高リフトと低リフトとの間の切換動作である。切換耐久性試験は、少なくとも３回分のエンジン寿命または約９６０，０００ｋｍ（６００，０００マイル）を示した。同様に、ねじりバネは、少なくとも４回分のエンジン寿命または約１，２８０，０００ｋｍ（８００，０００マイル）でロバスト性を示した。残りの試験は、臨界的シフト、速度超過、コールドスタート、ベアリングのロバスト性、及びアイドル条件について、少なくとも１回分のエンジン寿命を示した。ＤＬＣコーティングは、図７６に最小の損耗を伴う摩耗が示されているように、全ての条件に対してロバストであった。結果として、ＳＲＦＦは、広範に試験された結果、約３２０、０００ｋｍ（２００，００マイル）の使用寿命を超えてロバスト性を示した。

５．２．６ 耐久性試験の結論
ＳＲＦＦ、ＤＦＨＬＡ、及びＯＣＶを含むＤＶＶＬシステムは、少なくとも約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）までロバストであることが示された。これは、法規制の要件である約２４０，０００ｋｍ（１５０，０００マイル）を確実なマージンをもって超えるものである。耐久性試験は、システムの加速劣化で少なくとも６回分のエンジン寿命または約１，９２０，０００ｋｍ（１，２００，０００マイル）の耐久性を示した。
ＳＲＦＦは、使用済みオイル及び空気混入オイルについてもロバスト性を示した。ＳＲＦＦの切換機能は、少なくとも３回分のエンジン寿命または約９６０，０００ｋｍ（６００，０００マイル）でロバストであることが示された。全ての下位システム試験は、ＳＲＦＦは、１回分のエンジン寿命である約３２０，０００ｋｍ（２００，０００マイル）を超えてロバストであることが示された。

臨界的シフト試験は、５０００事象または少なくとも１回分のエンジン寿命までロバスト性が示された。この条件は、作動油圧条件が通常の作動範囲から外れて外側アームがラッチから脱落し、ＳＲＦＦが内側アームに遷移するという過酷事象が発生したときに発生する。この条件が過酷であったとしても、ＳＲＦＦはこの種の条件にたいしてもロバストであることが示された。連続生産において、この事象が発生する可能性は低い。試験結果は、ＳＲＦＦが、臨界的シフトが発生するこのような条件に対してロバストであることを示している。

ＳＲＦＦは、最大で７３００ｒｐｍのエンジン回転速度を有し、７５００ｒｐｍのバースト速度条件を有する乗用車への応用に対して、ロバストであることが証明された。点火エンジン試験は、本明細書で説明された非点火試験の損耗パターンと整合的な損耗パターンを有していた。外側アーム用スライダーパッド上のＤＬＣコーティングは、全ての運転条件においてロバストであった。結果として、ＳＲＦＦ設計は、４気筒乗用車への応用において、部分負荷エンジン運転でのエンジンのポンピング損失を低減することにより、燃費を改善する目的のために適切である。この技術は、６気筒エンジンを含む他の応用にも拡張することができる。ＳＲＦＦは、自動車の要件をはるかに超える多くの場合についてロバストであることが示された。ディーゼルへの応用は、エンジン負荷の増大、作動油の汚染、及び寿命要件に対処する追加の開発によって、考慮することができる。

５．３ スライダーパッド／ＤＬＣコーティング
５．３．１ 損耗試験計画
この節では、外側アーム用スライダーパッド上のＤＬＣコーティングの損耗特性及び耐久性を調査するために使用される試験計画について説明する。その目的は、設計仕様と製造パラメータとの関係、及び、それぞれが滑りパッドの界面に対してどのように影響を及ぼすのかを確立することである。この滑り界面における３つの重要な要素は、カムシャフトローブ、スライダーパッド、及びバルブトレイン負荷である。各要素は、ＤＬＣコーティングの耐久性に対する作用を判別するための試験計画に含める必要がある因子を有している。以下に各要素について詳述する。

カムシャフト
高リフトカムシャフトローブの幅は、エンジン運転の間にスライダーパッドがカムシャフトローブ内に確実に留まるように指定される。これには、熱成長または製造による寸法のばらつきから生じる位置変化が含まれる。結果として、スライダーパッドの全幅は、カムシャフトローブがスライダーパッドからずれるおそれなく、カムシャフトローブに接触することができる。バルブリフト特性に関するローブの形状（プロファイル）は、カムシャフト及びＳＲＴＦの開発において確立している。これには、ＤＬＣコーティングの耐久性に関して理解する必要がある因子が２つ残されている。第１はローブ材料であり、第２は、カムシャフトローブの表面仕上げである。この試験計画には、ローブ上の異なる表面条件で試験された鋳鉄及び鋼のカムシャフトローブが含まれる。第１の計画には、研削（グラインド）操作によって準備されたカムシャフトローブが含まれる。第２の計画には、研磨（ポリッシュ）操作後に改善された表面仕上げ条件を有するローブである。

スライダーパッド
スライダーパッドのプロファイルは、バルブリフト及びバルブトレインダイナミクスに対して指定された要件を満たすように設計された。図７７には、ＳＲＦＦ上のスライダーパッドと、接触する高リフトローブ対との間の接触関係が示されている。予期される製造のばらつきにより、図７７に尺度を強調して示すこの接触面には、角度アラインメント関係がある。クラウン付き面により、様々なアラインメントを考慮して、スライダーパッドへのエッジ負荷のリスクが低減される。しかし、クラウン付き面は、製造に複雑性を付加し、したがって、コーティングされた界面の性能に対するクラウンの作用は、その必要性を判別する試験計画に追加される。

図７７では、カムシャフト面上のクラウンという選択肢が、選択された方法だった。
予想される負荷とクラウンの変化に基づくヘルツの応力計算は、試験計画におけるガイダンスとして使用された。２つのパッドのアラインメント（開先角度）の公差を、予想されるクラウンの変化とともに指定する必要があった。試験の所望の出力は、スライダーパッドのアラインメントの変化する角度が、どのようにＤＬＣコーティングに作用するかを実際的に理解することであった。応力計算は、０．２度のアラインメントの誤差の目標値を与えるために使用された。これらの計算は、参照点としてのみ使用された。試験計画には、スライダーパッドの間の開先角度に対する３つの値、＜０．０５度、０．２度、０．４度が含まれる。０．０５度を下回る開先角度を備えた部品は、平坦とみなされ、０．４度は、計算された参照点の２倍を表す。

評価を要するスライダーパッド上の第２の因子は、ＤＬＣコーティング前のスライダーパッドの表面仕上げであった。スライダーパッドの製造工程には、スライダーパッドのプロファイルを形成する研削工程と、ＤＬＣコーティングのための表面を準備する研磨工程が含まれていた。それぞれの工程は、ＤＬＣコーティングが付着される前のスライダーパッドの最終的な表面仕上げに影響する。試験計画は、各ステップの寄与を含め、研削についての工程内仕様と、研磨工程後の最終的な表面仕上げの仕様を確立する結果を提供した。

バルブトレイン負荷
最後の要素は、バルブトレインの動作によるスライダーパッド上への負荷であった。計算は、バルブトレイン負荷を応力レベルに変換する手段を提供した。カムシャフトローブ及びＤＬＣコーティングの両方の耐久性は、それぞれが損傷する前に耐え得る応力レベルに基づく。カムシャフトローブ材料は、８００−１０００ＭＰａ（運動学的接触応力）の範囲で指定する必要があった。この範囲は、公称設計応力と考えられた。試験を加速するために、試験計画における応力レベルは、９００−１０００ＭＰａ及び１１２５−１２５０ＭＰａに設定された。これらの値は、それぞれ、公称設計応力の大きい方の半分と、公称設計応力の１２５％を表す。

試験計画には、スライダーパッド上のＤＬＣコーティングの耐久性を調査するための６つの因子を含めた。すなわち、（１）カムシャフトローブの材料、（２）カムシャフトローブの形状、（３）カムシャフトローブの形状条件、（４）スライダーパッドのカムシャフトローブに対する角度アラインメント、（５）スライダーパッドの表面仕上げ、（６）コーティングされたスライダーパッドにバルブを開放することによって印加される応力、である。要素及び因子の概要を、表１に示す。

５．３．２ 構成要素の損耗試験の結果
試験の目的は、それぞれの因子が、スライダーパッドのＤＬＣコーティングの耐久性に与える相対的寄与を判別することであった。試験構成の主要な部分には、最小で試験計画からの２つの因子を含めた。図７８に示すように、スライダーパッド７５２は、試験クーポン７５１上の支持ロッカー７５３に取り付けられた。全ての構成は、各因子の相対的な比較ができるように、２つの応力レベルで試験された。検査間隔は、試験の開始時には２０−５０時間の範囲に設定し、結果を観察するために長時間を要するようになるにつれて、３００−５００時間まで増大させた。試験は、クーポンがＤＬＣコーティングの損失を示すか、または、カムシャフトローブの表面に大きな変化があった場合には、休止した。試験は、因子の作用を加速する必要がある応用例よりも高い応力レベルで実行された。その結果、エンジン寿命の評価は保守的な推定であるため、エンジン寿命が試験される因子の相対的な作用を示すために使用された。試験スタンドで１寿命を完了したサンプルは、適切として記述された。ＤＬＣ損失なく３寿命を超えたサンプルは、優秀として記述された。試験結果は、説明を容易にするため、２つの節に分けられた。第１の節では、鋳鉄製カムシャフトの結果を説明し、第２の節では、鋼製カムシャフトの結果を説明する。

鋳鉄製カムシャフトの結果
第１の試験では、鋳鉄製カムシャフトローブが使用され、スライダーパッドの表面仕上げと、２つの角度アラインメント構成が比較された。結果は、表２にまとめられている。この表には、鋳鉄製カムシャフトで試験されたスライダーパッドの開先角度と表面仕上げ条件との組合せが要約されている。それぞれの組合わせは、最大負荷条件と、最大負荷条件の１２５％で試験された。リストに挙げられた値は、試験の間にそれぞれの組合わせで達成されたエンジン寿命の回数を表す。

試験のカムシャフトには、全て剥離が現れ、この結果、試験を終了することになった。大部分は、エンジン寿命の半分の前に剥離が現れた。剥離は、高負荷の部品上でより深刻であり、最大設計負荷の部品上にも現れた。鋳鉄製カムシャフトローブは、同様の負荷レベルを含むローリング要素への応用例で一般的に使用されたものである。しかしながら、この滑り界面では、この材料は適切な選択ではなかった。

検査間隔は、表面仕上げがコーティングの耐久性に及ぼす作用を調査するために十分に頻繁であった。研削による表面仕上げ面を備えたクーポンでは、非常に早くＤＬＣコーティングの損失が発生した。図７９Ａに示すクーポンは、試験の早期のＤＬＣコーティング損失の典型的なサンプルである。

走査電子顕微鏡（ＳＥＭ）で解析することにより、ＤＬＣコーティングの破損の性質が明らかとなった。ＤＬＣコーティングの下方の金属面は、コーティングに対して十分な支持部材として機能していなかった。コーティングは、それが結合している金属よりも非常に硬く、したがって、ベース金属が大きく変形すると、その結果、ＤＬＣが破損する可能性がある。コーティングされる前に研磨したクーポンは、カムシャフトローブが剥離を開示する前は、良好に機能した。鋳鉄製カムシャフトの最良の結果は、最大設計負荷における平坦な研磨したクーポンの０．７５寿命であった。

鋼製カムシャフトの試験結果
次のセットの試験では、鋼性カムシャフトローブが使用された。試験された組合せと結果の概要は、表３にまとめられている。カムシャフトローブは、次の４つの異なる条件で試験された。すなわち、（１）平坦な研削仕上げ表面、（２）クラウン付きローブで、研削仕上げ表面、（３）最小のクラウン付きローブで、研磨仕上げ表面、（４）公称のクラウン付きローブで、研磨仕上げ表面である。クーポン上のスライダーパッドは、ＤＬＣコーティング前に研磨され、次の３つの角度で試験された。すなわち、（１）平坦（０．０５度を下回る開先角度）、（２）０．２度の開先角度、（３）０．４度の開先角度、である。全てのカムシャフトに対する負荷は、最大設計レベル、または、最大設計レベルの１２５％に設定された。

最大設計負荷の１２５％における研削された平坦な鋼製カムシャフトローブと０．４度開先角度のクーポンの試験サンプルは、１寿命を超えなかった。最大設計負荷で試験されたサンプルは、１寿命続いたが、コーティイング上に同様の効果が見られた。０．２度と平坦なサンプルは、より良好であるが、２寿命を超えなかった。

この試験の後、研削、平坦、鋼性カムシャフトローブ、及び、０．２度の開先角度のクーポン、及び平坦なクーポンで試験をした。コーティング損失を観察する前の時間は、０．２度のサンプルで１．６寿命だった。平坦なクーポンは、僅かに長い１．８寿命を達成した。平坦なサンプルのＤＬＣ損失のパターンは、非一様であり、最大の損失は接触パッチの外にあった。接触パッチの外にコーティングの損失があることは、スライダーパッドが被る応力が、その幅にわたって非均一であったことを示す。この現象は、「エッジ効果」として知られている。２つの揃えられた要素のエッジにおける応力を低減するための解決法は、要素のうちの１つにクラウン型のプロファイルを付加することである。ＳＲＦＦを使用する応用例では、カムシャフトにクラウン付きプロファイルが付加されている。

試験の次のセットは、最小値のクラウンと、０．４度、０．２度。及び平坦な、研磨されたスライダーパッドとの組合せである。このセットでは、カムシャフトにクラウンを付加したことの肯定的な結果が見られた。最大設計負荷の１２５％での改善は、０．４度のサンプルで０．７５寿命から１．３寿命であった。平坦な部品では、同じ負荷において１．８寿命から２．２寿命への小さな改善が見られた。

試験の最後のセットは、３つ全ての角度を備えたクーポンと、公称クラウン値を有するように加工され、研磨された鋼性カムシャフトローブである。これらの３つの結果における最も顕著な違いは、カムシャフトのクラウンとスライダーパッドのカムシャフトローブへの角度アラインメントとの間の相互作用である。平坦及び０．２度のサンプルは、両方の負荷レベルにおいて３寿命を超えた。０．４度のサンプルは、２寿命を超えなかった。図７９Ｂに、最大負荷レベルで試験された、０．２度の開先角度を備えたクーポンの典型的な例が示されている。

これらの結果は、次のことを示している。（１）カムシャフトクラウンの公称値は、スライダーパッドの角度アラインメントを最大で０．２度から平坦に軽減するために有効である。（２）軽減は、最大設計負荷及び最大設計負荷の１２５％で有効である。（３）カムシャフトの研磨は、スライダーパッドの研磨とカムシャフトローブのクラウンと組合わされたとき、ＤＬＣコーティングの耐久性に寄与する。

それぞれの試験は、応力がＤＬＣコーティングの耐久性に対して有する作用をより良く理解するために役立つ。結果は、図８０にプロットされている。

鋳鉄製カムシャフトローブを使用した前の試験は、設計負荷において滑り界面の寿命は、エンジン寿命の半分を超えなかった。次の改善は、「エッジ効果」を特定したことからきた。研磨されたカムシャフトローブにクラウンを付加することと、許容される角度アラインメントについての理解を深めることによって、コーティングの耐久性が３寿命にまで改善された。この試験の成果は、それぞれの推定されたエンジン寿命において、観察された試験結果と、応用例のための最大設計負荷の間の設計マージンが示されたことである。

有効な表面仕上げがＤＬＣ耐久性に及ぼす効果は、研削され、コーティングされたサンプルから、研磨され、コーティングされたクーポンへの遷移で最も顕著である。研削され、コーティングされて試験されたスライダーパッドは、図８１に示すように、エンジン寿命の３分の１を超えなかった。スライダーパッドの表面仕上げにおける改善によって、コーティング下にある基材の負荷担持能力が向上し、コーティングされたスライダーパッドの全体的な耐久性が改善された。

鋳鉄製カムシャフトの結果と鋼製カムシャフトの結果から、次のことが得られる。（１）スライダーパッドのカムシャフトに対する角度アラインメントの仕様。（２）角度アラインメントの仕様は、カムシャフトローブのクラウンの仕様と両立すること。（３）カムシャフトローブのクラウンとスライダーパッドのアラインメントの設計仕様の範囲内において、ＤＬＣコーティングは、最大設計負荷を超えても影響を受けないこと。（４）スライダーパッドの研削工程の後、研磨工程が必要であること。（５）研削工程の工程内仕様。（６）コーティング前のスライダーパッドの表面仕上げの仕様。（７）鋼性カムシャフトローブの研磨は、スライダーパッドのＤＬＣコーティングの耐久性に寄与すること。

５．４ スライダーパッド製造法の開発
５．４．１ スライダーパッド製造法の開発
説明
外側アームは、機械加工された鋳鉄を使用している。素材ビレットから機械加工されたプロトタイプの部品により、スライダーパッドの角度変化と、コーティング前の表面仕上げの目標（ターゲット）が確立された。製造法開発において、図８５に示すように、研削と研磨が同時に試験された。試験の結果からフィードバックが得られ、外側アーム用スライダーパッドの製造工程のガイダンスが得られた。製造工程のパラメータは、試験の結果に基づいて調整され、加工された新規サンプルが試験治具で評価された。

この説では、クーポンからＳＲＦＬの外側アームまで、スライダーパッドの製造法の開発について説明する。

製造法の開発の第１ステップとして、研削工程が異なる機械で評価された。３つの異なる機械で試行が実行された。それぞれの機械は、同じ、検証された立方晶窒化ホウ素（ＣＢＮ）のホイールとドレッサーを使用した。ＣＢＮホイールが選択されたのは、次の理由からである。（１）部品間の改善された一貫性、（２）厳しい公差を必要とする応用例における改善された精度、（３）酸化アルミニウムと比較して、ドレスサイクルの間に多くの部品を製造することによる効率性。それぞれの機械は、同じ供給レートを使用して一群のクーポンを研削し、それぞれのパスにおいて同量の材料を除去した。試験治具は、複数のクーポンを順次的に研削できるように準備された。サンプルは容易に研磨され、損耗装置上で試験されるため、試行は、クーポン上で実行された。この方法は、試験治具、研削ホイール、及びドレッサーを一定としてパラメータを保持することによって、研削機を評価するための公平な手段が実現された。

それぞれのサンプルのセットが種々された後、測定値が取得された。スライダーパッドの角度測定は、Leitz PMM654 座標測定機（ＣＭＭ）を使用して取得された。表面仕上げの測定は、Mahr LD 120 表面形状測定装置上で取得された。図８３に、研削機に対してスライダーパッドの角度制御の結果が示されている。線より上方の結果は、顕著なコーティング性能の劣化が発生したものである。目標（ターゲット）領域は、この開先角度で試験された部品は、寿命試験において違いがないことを示している。研削機のうちの２つは、クーポン上のスライダーパッドの開先角度に対して、目標を満たしていない。比較すると、３番目の研削機は、非常に良い。損耗装置の試験結果から、滑り界面は、この目標よりも上方の開先角度に対して敏感であることが確認された。研削機での試行と上の節で説明した試験との組合せは、製造設備の選択に役立った。

図８４は、開先角度が図８３に示されている同じクーポンに対する表面仕上げの測定をまとめたものである。スライダーパッドの表面仕上げの仕様が、これらの試験結果から確立された。制限線よりも上方の表面仕上げ値は、低い耐久性を有する。

同じ２つの研削機（Ａ及びＢ）は、表面仕上げの目標も満たしていない。表面仕上げの目標は、与えられた一群の部品に対して、研磨工程における表面仕上げの正味の変化に基づいて確立された。研削工程から外れ値として始まったクーポンは、研磨工程の後も外れ値のままであった。したがって、研削工程において表面仕上げを制御することは、研磨の後、コーティング前の最終的な表面仕上げに適合するスライダーパッドが製造可能となるために、重要である。

それぞれの機械に対する測定値が考察された。研削機ＡとＢの両方は、角度測定値において各パッドの形状に変動を有する。この結果は、研削ホイールが、スライダーパッドを研削しつつ垂直に移動することを示唆する。この種の研削機における垂直のホイールの移動は、機械の全体的な剛性に関連する。機械の剛性は、研削される部品の表面仕上げにも影響を及ぼす可能性がある。試験設備によって検証された仕様に従って外側アームのスライダーパッドを研削することは、研削機Ｃで識別された剛性が必要であった。

クーポンの研削からの知識は、ＳＲＦＦの外側アームを研削するための治具の開発に適用された。しかし、外側アームには、非常に異なる課題があった。外側アームは、カムシャフトローブによってそれが駆動される方向に剛性を有するように設計されている。外側アームは、スライダーパッドの幅方向には、それほどの剛性を有していない。

研削治具は、（１）各スライダーパッドを付勢することなく制振する、（２）研削によって印加される力に抵抗するように、各スライダーパッドを強固に支持する、（３）この手順を、大量生産において高い信頼性で繰り返す、ものである必要があった。

外側アームの治具の開発は、手動のクランプ式ブロックから始まった。治具を改善する毎に、制振機構から付勢を除去し、研削面の変動を低減することが試みられた。図８５に、スライダーパッド研削工程の間に外側アームを保持する治具の設計の改良を通じた結果が示されている。

開発は、重要なＳＲＦＦ外側アーム用スライダーパッドの表面仕上げパラメータのための仕様に対する制限を設定し、開先角度に関連する公差を形成する試験計画によって完了した。研削による表面仕上げの、研磨後の最終的な表面仕上げへの影響が研究されて、中間的製造標準のための仕様を確立するために使用された。これらのパラメータは、大量生産においてもコーティング性能が確実に維持される設備及び治具開発を確立するために使用された。

５．４．１ スライダーパッドの製造方法の開発
結論
ＤＦＨＬＡ及びＯＣＶの構成要素を含むＤＶＬＬシステム内に構成されるＳＲＦＦスライダーパッド上のＤＬＣコーティングは、乗用車の寿命要件を超えてロバストであり、かつ耐久性があることが示された。ＤＬＣコーティングは、複数の産業で使用されているが、自動車のバルブトレイン市場のための製品は限定されている。ＤＬＣの適用の前の表面仕上げの効果、ＤＬＣ応力レベル、及び、スライダーパッドを製造する方法が特定され、定量化された。この技術は、ＳＲＦＦスライダーパッドの連続生産に適切であり、そのための準備ができたことが示された。

表面仕上げは、寿命試験を通じてスライダーパッド上のＤＬＣコーティングを維持するために重要であった。試験結果は、表面仕上げが粗すぎると、早期の損傷が発生することを示した。Oleのための寿命試験要件をはるかに超える表面仕上げレベルの領域が示された。この方法によれば、窒化クロムのベース層上のＤＬＣに損傷は発生せず、これによって、ＳＲＦＦのベース金属は、カムシャフトローブ材料との接触にさらされることはない。

ＤＬＣスライダーパッド上の応力レベルも識別され、確認された。試験により、スライダーパッドのエッジの角度制御が必要であることが明確になった。カムシャフトにクラウンを付加することによって、製造公差により、エッジ負荷の作用に対してロバスト性が付加されることが示された。角度制御の仕様の組は、試験結果が、寿命耐久性要件を超えることを示した。

滑り界面において、カムシャフトローブの材料が重要な因子であることも分かった。ＤＶＶＬシステムに基づくＳＲＦＦのパッケージ化要件は、最大で１０００ＭＰａの滑り接触圧力を可能とするロバストな解決方法を必要とした。カムシャフトローブが剥離して滑り界面の寿命が低減することを避けるために、これらの応力レベル及び高品質の鋼材料を含む解決方法が必要とされた。寿命耐久性要件を超えるために、クラウン付きで研磨された鋼のカムシャフト材料を備えた最終的なシステムが見出された。

大量生産工程において、スライダーパッド及びＤＬＣを製造する方法が説明された。重要な製造方法の開発は、研削設備の選択と、研削ホイール及びスライダーパッドの研削工程のためにＳＲＦＦ外側アームを保持する治具（固定具）との組合せに向けられた。選択された製造工程は、滑り界面のエンジン寿命の耐久性を保障するための仕様を満足するロバスト性を示した。

スライダーパッド上のＤＬＣコーティングは、寿命要件を超えることが示され、これは、システムＤＶＶＬの結果と整合する。外側アーム用スライダーパッド上のＤＬＣコーティングは、全ての運転条件にわたってロバストであることが示された。その結果、ＳＲＦＦ設計は、エンジンの部分負荷運転によるポンピング損失を低減することによって燃費を改善する目的のための、４気筒乗用車の応用例に対して適切なものである。ＤＶＶＬのＤＬＣコーティングされたスライド面は、耐久性を有するとともに、ＶＶＡ技術を様々なエンジンバルブトレインの応用のために使用することを可能にすることが示された。

本明細における開示により本出願の教示の様々な態様が例示され、及び、これらの態様が詳細に説明されたが、これは、本出願において請求される教示の範囲を、そのような詳細に限定またはいかなる方法においても制限することを意図するものではない。追加の利点及び修正は、当業者には容易に理解されるものである。したがって、本出願の教示は、その広い態様において、特定の詳細及び例示されて説明された例によって制限されない。したがって、本出願において請求される教示の思想または範囲から逸脱することなく、このような詳細から逸脱することは可能である。さらに、上述した態様は、例示的なものであり、本出願または後の出願において請求される可能性のある全ての可能な組合せにおいて必須の機能または要素はない。

Claims (22)

1. 自動車用エンジンのシリンダーに対応するエンジンバルブの可変バルブ駆動を制御するためのシステムであって、従来の自動車用エンジンの期待寿命を超える耐久性を有しており、
   第１リフトプロファイルを有する第１のクラウン付きカムと、
   第２リフトプロファイルを有する第２のクラウン付きカムと、
   ロッカーアームアセンブリと、を含み、
   ロッカーアームアセンブリは、
   前記エンジンバルブに係合して該エンジンバルブを開くように構成された端部を有し、前記第１リフトプロファイルに従って前記エンジンバルブを動作させるために適した前記第１のクラウン付きカムに接触する第１カム接触面を有して、前記第１のクラウン付きカム上に載る第１アームと、
   前記第２リフトプロファイルに従って前記エンジンバルブを動作させるために適した前記第２のクラウン付きカムに係合する第２カム接触面を有する第２アームと、
   調整可能なラッチラッシュを有し、ラッチ位置にあるときに、前記第２アームを前記第１アームに固定するために適したラッチと、を含み、前記調整可能なラッチラッシュは、前記第２アームのラッチパッド面と前記ラッチのアーム係合面との間の距離であり、前記調整可能なラッチラッシュは、前記調整可能なラッチラッシュ及びカムラッシュが全機械的ラッシュを含む範囲内で調整可能であり、
   前記ラッチがラッチ位置にあるとき、前記バルブは前記第２リフトプロファイルに従って動作し、前記ラッチがラッチ位置にないとき、前記バルブは前記第１リフトプロファイルに従って動作する、ことを特徴とするシステム。
2. 前記調整可能なラッチラッシュは、５ミクロンと１０ミクロンの間の値を含むことを特徴とする請求項１に記載のシステム。
3. 前記第１カム接触面は、ローラー及びスライダーパッドのうちの１つを含むことを特徴とする請求項１に記載のシステム。
4. 前記第２カム接触面は、ローラー及びスライダーパッドのうちの１つを含むことを特徴とする請求項１に記載のシステム。
5. 前記第１カム接触面は、第１ローラーを含み、前記第２カム接触面は、第２ローラーを含むことを特徴とする請求項１に記載のシステム。
6. 前記第１リフトプロフィルは、低リフトプロファイルを含み、前記第２リフトプロファイルは、高リフトプロファイルを含むことを特徴とする請求項１に記載のシステム。
7. 前記第２アームは、前記第２カム接触面が前記第２のクラウン付きカムのリフト部分に係合するとき、前記ラッチをラッチ位置にロックする高リフトラッチ制限を備えることを特徴とする請求項６に記載のシステム。
8. 前記高リフトラッチ制限は、前記第２アームが開いた前記エンジンバルブから前記ラッチへ力を伝達することを含むことを特徴とする請求項７に記載のシステム。
9. 前記第２アームは、前記第１カム接触面が前記第１のクラン付きカムの低リフト部分に係合するときに、前記ラッチのラッチ位置への伸長を防止する低リフトラッチ制限を備えることを特徴とする請求項６に記載のシステム。
10. 前記低リフトラッチ制限は、前記第２アームが前記ラッチを阻止することを含むことを特徴とする請求項９に記載のシステム。
11. 前記第２アームは、一対の外側サイドアームを含み、かつ前記第２アームは、前記一対の外側サイドアームの間に配置された内側アームを含むことを特徴とする請求項６に記載のシステム。
12. 自動車用エンジンのシリンダーに対応するエンジンバルブの可変バルブ駆動を制御するためのシステムであって、従来の自動車用エンジンの期待寿命を超える耐久性を有しており、
    ロッカーアームアセンブリ、を含み、
    ロッカーアームアセンブリは、
    前記エンジンバルブに係合して該エンジンバルブを開くように構成された端部を有し、前記第１リフトプロファイルに従って前記エンジンバルブを動作させるために適した前記第１のクラウン付きカムに係合可能な第１カム接触面を有して、前記第１のクラウン付きカム上に載る第１アームと、
    前記第２リフトプロファイルに従って前記エンジンバルブを動作させるために適した前記第２のクラウン付きカムに係合可能な第２カム接触面を有する第２アームと、
    調整可能なラッチラッシュを有し、ラッチ位置にあるときに、前記第２アームを前記第１アームに固定するために適したラッチと、を含み、
    前記調整可能なラッチラッシュは、前記第２アームのラッチパッド面と前記ラッチのアーム係合面との間の距離であり、前記調整可能なラッチラッシュは、前記調整可能なラッチラッシュ及び調整可能なカムラッシュが全機械的ラッシュを含む範囲内で調整可能であり、
    前記ラッチがラッチ位置にあるとき、前記バルブは前記第２リフトプロファイルに従って動作し、前記ラッチがラッチ位置にないとき、前記バルブは前記第１リフトプロファイルに従って動作する、ことを特徴とするシステム。
13. 前記調整可能なラッチラッシュは、５ミクロンと１０ミクロンの間の値を含むことを特徴とする請求項１２に記載のシステム。
14. 前記第１カム接触面は、第１ローラーを含み、前記第２カム接触面は、第２ローラーを含むことを特徴とする請求項１２に記載のシステム。
15. 前記第１リフトプロフィルは、低リフトプロファイルを含み、前記第２リフトプロファイルは、高リフトプロファイルを含むことを特徴とする請求項１２に記載のシステム。
16. 前記第２アームは、前記第２カム接触面が前記第２のクラウン付きカムのリフト部分に係合するとき、前記ラッチをラッチ位置にロックする高リフトラッチ制限を備えることを特徴とする請求項１５に記載のシステム。
17. 前記高リフトラッチ制限は、前記第２アームが開いた前記エンジンバルブから前記ラッチへ力を伝達することを含むことを特徴とする請求項１６に記載のシステム。
18. 前記第２アームは、前記第１カム接触面が前記第１のクラン付きカムの低リフト部分に係合するときに、前記ラッチのラッチ位置への伸長を防止する低リフトラッチ制限を備えることを特徴とする請求項１６に記載のシステム。
19. 前記低リフトラッチ制限は、前記第２アームが前記ラッチを阻止することを含むことを特徴とする請求項１８に記載のシステム。
20. 前記第１アームは、デュアルフィード油圧式ラッシュアジャスタ（ＤＦＨＬＡ）との接触を維持する受入ソケットをさらに含むことを特徴とする請求項１２に記載のシステム。
21. 前記ＤＦＨＬＡは、さらに、全機械的ラッシュを補償するために適していることを特徴とする請求項２０に記載のシステム。
22. 前記ＤＦＨＬＡは、さらに、前記ラッチをラッチ位置と未ラッチ位置との間で選択的に動作させるための、圧力調整された作動流体を提供するように構成されることを特徴とする請求項２１に記載のシステム。

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