JPH08510528A

JPH08510528A - Variable valve timing system

Info

Publication number: JPH08510528A
Application number: JP7500801A
Authority: JP
Inventors: サイアド、アーメド
Original assignee: サイアド、アーメド
Priority date: 1993-05-24
Filing date: 1994-05-23
Publication date: 1996-11-05
Anticipated expiration: 2019-12-08
Also published as: WO1994028288A3; WO1994028288A2; EP0775252B1; JP3597532B2; DE69432362T2; EP0775252A2; DE69432362D1; AU6953894A

Abstract

(57)【要約】内燃機関のためのバルブ制御配列であって、一体式の流体容器を備えた油圧バルブアクチュエータは２つのカフシャフト（１１０、１２０）と相互作用して、バルブ操作を連続的にかつ独立に変化させる。変更された吸気システムが設けられて、該バルブの有効面積が増加される。 (57) [Summary] A valve control arrangement for an internal combustion engine, wherein a hydraulic valve actuator with an integral fluid container interacts with two cuff shafts (110, 120) for continuous valve operation. And independently. A modified intake system is provided to increase the effective area of the valve.

Description

【発明の詳細な説明】可変バルブタイミングシステム発明の背景発明の分野本発明は内燃機関のための可変バルブ制御システムの技術に関する。さらに詳しくは、本発明は完全に制御しうる（fully flexible）バルブタイミングシステムに関するものであって、負荷の制御と有効バルブ領域の改善とを可能にしている。従来技術の記載厳しく改善された燃費の要求とあいまって厳しい排ガス基準が、自動車用機関が設計される方法において顕著な変化を要求している。最近まで固定されたバルブタイミングの自動車用機関が普通であった。その結果、もし設計点近辺の速度で走行しないならば、総合的な性能は理想的な性能を下回り、とりわけ低速作動条件下で逆流と充填希釈（chargedilution）を起すという問題を惹き起する。この問題に対処するためにいくつかの解決策が提案されている。かかる解決策は、たいてい固定ソフト、２位置位相（2-way phasing）に依存している。これは主としてクランクシャフトに関して吸気カムシャフトを回転させる機構から構成され、低速下での減少したオーバーラップと、高速下での吸気バルブの遅い閉鎖とを与えている。バルブのリフト面がクランク角度によって固定されているので、閉鎖角度がいささかでも変化すると開放角度を補償し、開放角度がいささかでも変化すると閉鎖角度を補償する。このトレードオフ（tradeoff）を最小にする、より洗練されたアプローチは、リフト曲線を修正するようにＥＣＵからの所定の時間ごとの信号に応答して作用する制御可能な電子−補正アクチュエータを採用することである。より広い負荷範囲にわたって改善された性能を得られるが、負荷制御機構によるポンプ損失の結果発生する残留排気ガスの掃気の問題を完全に克服していない。完全に制御しうる制御システムは、負荷制御機能を設けることによってポンプ損失を取り除き最適の解決策を与えている。前記システムは、ひじょうに狭い負荷範囲以外では、この目的を満足するための所用の融通性（flexibility）を示してはいない。そのうえさらに、流れとタイムラグの固有の問題により、現在の電子油圧システムは高回転において劣化する。この目的は可変バルブ駆動（ＵＶＡ）機構を構成することである。かかる最適な制御システムを達成する最近のアプローチは主として高速ソレノイド、または油空圧方式に集中している。しかしながら、これらのアプローチは複雑かつ高価であり、機関に顕著な出力消費を強いることになる。他のアプローチにおいて、バルブはレバーシステムによる２つのカムシャフトによって操作される。かかるアプローチのうちの１つは米国特許出願第４，７１４，０５７号明細書に記載されている。当該特許出願に教示されたアプローチは設計を制限している。制限された位相は負荷の制御のために充分ではない。かかる位相システムはいかなるものでも、バルブのバネにかなりの背圧を受けるため、何らかの安定手段を必要としている。そのうえさらに、コストと、スペースの必要性は相当なものである。バルブの油空圧制御の他の構成は、米国特許第４，６１５，３０６号明細書、４，６１５，３０７号明細書および４，８８９，０８４号明細書に提案されているが、これらは多かれ少なかれ高速または高コストおよび（または）スペースの必要性のもとに、遅い応答時間、劣化を起す。このように、エンジン用のバルブについて融通性のあるタイミングの制御に対する満足な配列と、耐久性とには長いあいだニーズがあった。最適な負荷制御装置としてバルブを機能せしめることも要求されている。あらゆる速度と負荷におけるシリンダへの空気流量を最大にすることも要求されている。バルブの有効面積を最大にすることも望まれている。発明の要旨したがって、本発明は改善されたバルブの開口の配列を開口期間の制御配列を提供している。性能および燃費を改善し、すすの生成を減少するためにバルブの駆動を改善し連続した融通性を改善することが、さらに他の目的である。バルブが機関の負荷を制御しうるようにすることによってポンプ損失を除去することが、本発明のさらに他の目的である。機関の吸気（breathing）を改善しうるようにバルブの有効面積を２倍にすることが本発明のさらに他の目的である。叙上の目的を比較的低コストでかつ高い信頼度で達成することが本発明のさらに他の目的である。本発明の叙上の目的および他の目的は、吸気バルブの閉鎖位相角度を進めることによって、バルブの開放期間について改善された制御を与えることによって、本発明の好ましい実施例に従って達成される。閉鎖位相の角度はステップなしに変化される。かかる配列は開放位相角度とオーバーラップ期間とに影響を与えることなく機能し、バルブの部分的位相または全位相に適用される。もし吸気管が常に大気圧または大気圧以上であるのなら、逆流の問題は回避されることが観察される。かかる条件下では、動作曲線のこの部位における位相の必要性を除いてオーバーラップ領域の変化の必要性は減少する。これにより低コストで簡易でコンパクトな構成が達成れる。シリンダに入れられる充填量は、クランクシャフトの回転角度によってバルブの動作時間の関数となりうる。好ましい実施例において、高速油圧駆動装置は、カムプロファイル（断面形状）によりバルブを開放または閉鎖するためにアクチュエータを経由してバルブに周期的な変動ストロークを与えるために第１（主）カムシャフトと相互作用させるために位置づけられている。第２（制御）カムシャフトは、油圧流体を吐出してアクチュエータ上で圧力リリーフ機構と相互作用するように位置づけられている。これにより第１カムシャフトの現在の向きにかかわらずアクチュエータを押し込み、バルブを閉鎖した位置までバルブを戻す。全範囲位相機構は制御カムシャフトの従動側端部に取り付けられる。これは制御カムシャフトを第１カムシャフトに関して位相を合わされうるようにせしめ、制御プロファイルすなわちバルブの動作期間を調整せしめている。他の実施例において、有効バルブ面積の顕著な増大が主カムシャフトを“広い ”カムローブ（lobe）に取り込むことによって実現される。これらは、たとえば排気と吸気など２つの連続したストロークのあいだにバルブを作動せしめるために機能する。一体化した（merged）吸気／排気マニホールドを有することにより吸気システムにさらなる変更がなされる。このばあい、吸気および排気路はたがいに連結され、まっすぐに貫いた通路を形成している。空気圧縮手段は通路全体にわたって空気の流れを維持し、その結果バルブのオリフィス部から吐出されたガスは吐出方向に発散し、新気が上流方向から流入される。これは可変圧縮比機関にとくに有用な特徴であり、燃焼室表面の大部分が有効なバルブ領域には不利となる副ピストンによって占められる。図面の簡単な記載本発明の叙上の実施例および他の実施例は、添付図面とともに以下の詳細な説明から完全に理解されるであろう。添付図面において類似の参照符号は類似の要素を示している。図１は配列の断面図である。図２は配列の他の実施例の断面図である。図３はワイドローブカムの断面図である。図４は一体型吸−排気マニホールドの断面図である。図５は高速アクチュエータの詳細な図面である。好ましい実施例の説明図面を参照しながら説明する。図１は内燃機関におけるバルブ１０１のために示されている本発明にしたがって構成された配列１０の断面図を示している。バルブ１０１は、シリンダーヘッド１０３の部分図に設けられるように示されている。バルブ用のバネ、クリップ、弁座などの詳細は、当該技術において公知であるとして示されていない。潤滑経路１０４は潤滑油システムのための導管（conduit）を構成するものであるが、シリンダーヘッド１０３の内部に形成されるように示されている。油圧アクチュエータ１４０は、シリンダーヘッド１０３上に設けられ、潤滑経路１０４に連結され、バルブ１０１に隣接するように位置づけられる。カムシャフト１１０はアクチュエータ上のシリンダーヘッドに設けられる。カム１１１は、カムシャフト１１０に設けられる。該カムシャフトが回転するとカム上昇面１１１をしてアクチュエータ頂部ピストン１４２と接触せしめる。該頂部ピストンの下向きの運動は加圧流体媒体１４１を経て下部プランジャ１４３に伝達され、該下部プランジャをしてバルブ１０１を開位置に移動せしめる。バルブ開放のタイミングはカムシャフト１１０の回転によって設定される。配列１０は、さらなる制御要素としてアクチュエータの本体に形成された逃し弁１４４を規定している。この制御要素がバルブ１０１の開放期間の調整を許している。制御カムシャフト１２０は逃し弁１４４に隣接して設けられる。制御面１２１を有する制御カムが制御カムシャフトに設けられ、制御カムシャフトの回転のあらかじめ選択された部位で逃し弁１４４のピン１４８と係合するように位置づけられる。制御カムシャフトは、John K．Williamsに付与された米国特許第４，７４７，３７５号明細書（以下、’３７５特許という）の中に教示された配列によって駆動されうる。この’３７５特許の配列は、クランクシャフトをして全負荷範囲にわたって変化しうる位相（phasing）カムシャフトを駆動せしめる。本発明は、制御面１２１と逃し弁１４４のピン１４８との係合を調整するために、この可変位相ユニットを利用している。このシステムの１つの利点は、制御カムシャフトが主カムシャフトよりも低コストで軽く製造しうることである。なぜなら、制御カムシャフトは圧力逃し機構とのみ相互作用するからである。したがって、位相ユニットもアクセルペダルに直接連結されうるので、たいへん軽い。図２は本発明の他の実施例を示している。該実施例のばあい、アクチュエータ１４０はロッカーアーム１０２を経てバルブと相互作用する。ロッカーアーム１０２はアクチュエータの頂部にヒンジ結合されている。カムシャフト１１０は複数のロッカーアーム（それぞれがバルブ用）に設けられる。カム１１２はカムシャフト１１０に設けられ、かつロッカーアーム１０２に摺動自在に接触する。この実施例で示されたカム１１２は、叙上のワイドローブカムである。一連の動作の最初に、カムシャフト１１０が回転すると前記カム上昇面１１２をしてロッカーアーム１０２と接触せしめる。ロッカーアーム１０２は、ヒンジ結合されたマウントから旋回し、バルブ１０１を開放位置まで押し込む。このばあいのタイミングは、特定のシリンダーの排気ストローク開始時期と一致する。バルブは排気ストロークのあいだ開放したままであり、こののち吸気ストロークにはいる。制御カムシャフト１２０は、アクチュエータ１４０に隣接して設けられ、制御面１２１叙上のように逃がしピン１４８によって係合されている。制御カム１２１がさらに回転するとし、制御面は逃がしピン１４８をして内側に押圧せしめ油圧流体を解放すると、アクチュエータ１４０は引っ込み、図示されているように旋回点１４０を下向きに移動する。これはロッカーアーム１０２の反対側の端部の対応する上向きの運動をしてバルブ１０１をバルブ閉鎖バネの影響下で閉鎖位置の状態にせしめるという上向きの運動を引き起こす。ロッカー１０２の頂部表面はカム１１２とロッカー１０２との摺動接触点によって形成された第２旋回点の回りのロッカーの旋回を促進しうる形状を有している。この実施例のさらなる利点は、アクチュエータの磨耗が減じられアクチュエータがシンプルに製造されることである。なぜなら前記第１実施例２重ストロークよりむしろ１サイクル毎に１つの機能を実行しているからである。このようにこの態様では、アクチュエータは高々１つの移動自在のプランジャで機能しうる。ワイドカムローブ１１２は、図１に示された第１実施例に用いることができる。もし要すれば、ローブ１１２は中央が僅かに窪んだり、谷部を有していたりすることにより、ピストン１６０がそのストロークの頂部付近にあるときバルブを僅かに引っ込めることができる。図４は、２重機能バルブとともに用いられる一体型の吸−排気システムの実施例を示している。マニホールド１５０は、バルブに対して上流部１５１と、下流部１５２とから構成される。クランクシャフトによって駆動される一体ルート型（integral root）またはスクロール型のブロワ１５３が導管１５１および１５２の中を通る空気を加圧するマニホールドが取り付けられているように示されている。バルブ１０１を開放すると、高圧の排気ガスが通路に排出されブロワによって発生された空気流により吐出方向に加圧される。このプロセスはピストンが上死点（ＴＤＣ）に移動するあいだ継続する。圧力が均衡すると、空気流の影響下で新気がシリンダー空間を充填し始める。つぎの吸気ストロークで、ピストン１６０がしだいに空間を解放し、新気をしだいに吸入しつつ下降し始める。このストロークのあいだのある点でバルブ１０１はバルブ制御システムの制御下で閉鎖し、シリンダーへの空気の供給を遮断する。バルブがＴＤＣ付近（ガスの圧力均衡がえられた直後）にあるとき、燃料噴射のパルスが開始され、バルブが閉鎖する前に停止する。この燃料噴射のパルス幅はバルブ作動（valve duration）パルスと位相を合わされてもよく、あるいは噴射は従来のように作動されたシリンダー内の別々のバルブ孔を貫いてもよい。別々の小さいバルブが、燃焼室内において主バルブを横切るように位置づけられＴＤＣ付近で瞬時に開き、捕捉されたガスを流出するようにしてもよい。好ましい実施例において、通路１５０はシリンダーと連通する点で鋭角に曲げられているように示されている。これは高速回転下でシリンダーの充填を促進する空気流によってラム効果を生成する。図５は高速アクチュエータの詳細な構成を示している。叙上のようにたいていのアクチュエータの設計は短い応答時間に悩まされている。この短い応答時間は高ｒｐｍ（毎分回転数）における作動プロファイルに重大な劣化を引き起こすものである。応答時間を増加させるために、多くのばあい、圧力容器内に排出された油圧流体を貯蔵している。該圧力容器は導管を介して連結されいるので、通路の制限により遅延が起こる。アクチュエータと容器とのあいだの流体の伝達はソレノイドによってなされているので、このユニットのコストが付加される。図５に示されたアクチュエータは排出された流体を貯蔵し、中立期間のあいだのできるだけ短い時間内に該流体を戻すために一体型の圧力容器を有している。好ましい実施例において、アクチュエータ１４０はケーシングおよび移動自在のプランジャ１４２および１４３によって形成された内部空間１４１を覆っている。プランジャ１４２および１４３は、アクチュエータの本体内に形成された小さい円柱状の孔の中に摺動自在に嵌合しうる第２小径で形成される。これは、応答時間を改善しているプランジャの相対運動ために変位した流体の体積を減じる。第１チャンバ１４１はチェック弁１４４によって第２チャンバ１４５と連通している。チェック弁１４４は流体の迅速な伝達を促進するために該チャンバに対して大きい径を有している。第２チャンバ１４５は、バネ１４７によってチェック弁１４４の方向に付勢された移動自在のピストン１４６を有している。ピン１４８は、アクチュエータ本体内の孔と前記摺動自在のピストン１４６内の第２の孔とを摺動自在に貫きチェック弁１４４と連通している。ピン１４８の内側への運動はチェック弁１４４を開き、油圧流体を容器１４５内に流入せしめ付勢バネ１４７に抗してピストン１４６を押圧する。ピンの２カ所にフランジが設けられており、移動を制限している。ストロークが完結し、プランジャ上のカム面の圧力が逃がされると、チャンバからの流体が、バネ１４７に蓄えられたエネルギーによってチャンバ１４１側に付勢されている。ピストン１４６および１４２はコンパクトさと低重量とのために中央が空洞になったように示されている。他のチェック弁１４９は、まず機関の潤滑油システムから油圧流体をアクチュエータに入れる。この構成の他の特徴は、バネ１４７のバネ定数がバルブのバネ１０５のバネ定数と整合され、弁座における過度に高い流速を回避するためにバルブへの戻り量を決定していることである。あるいは、ピストン１４６の背面の空間を流体が占めるようにせしめ、目盛りを付けられた吐出孔から該流体を吐出して緩衝が達成される。好ましい実施例において、チャンバ１４５はあらかじめ選択された小さい孔を含み、過度の流体を流出する。アクチュエータの基部には、シリンダーヘッドに取り付けるためにフランジが取り付けられている。潤滑油の入口側通路は、機関潤滑油システムからの対応する潤滑油供給路１０４と一致する。他のバネはプランジャ１４２の外側フランジとハウジング１４０とのあいだに介装され、カム面に対してプランジャを付勢しレスポンスを改善している。他の実施例において、逃がしピン１４８は、アクチュエータに取り付けられた小さい２位置ソレノイドによって動作されてもよい。ＥＣＵからの信号はアクチュエータを動作するために用いることができる。動作のいくつかのモードにおいて、各シリンダーにおける多くのバルブは、シリンダー内への流入速度を増大するために無力であってもよい。これは制御カム１２１のための分割したローブを有することと、吸気がバルブのいくつかで始まる前にピン１４８を係合することによってなされる。さらに他の動作モードで、アクチュエータは従来の絞り弁とともに用いられ、アクチュエータが（完全に延長された位置で）高ｒｐｍで完全に無力にされ、充填流れが上部負荷範囲で普通に制御されてもよい。したがって、本明細書の読者（reader）は叙上の如き本発明は、機関のバルブのために広範囲に改善され、かつ効率的なバルブ制御システムを示していることが分かるであろう。そのうえさらに、当該システムは非常にコストパフォーマンスの高い方法で従来技術の多くの欠点を克服している。システムの信頼性が改善され、同時にエネルギー消費および運動要素の応力が減じられる。叙上の装置において本発明の精神および範囲を逸脱することなく変更がなされうるので、前記明細書中に含まれたすべての事項が添付図面に示されたように、一例としての意味であって、その意味に限定されないと解釈されることが意図されている。BACKGROUND OF THE INVENTION FIELD OF THE INVENTION The present variable valve timing system invention relates to a technology of a variable valve control system for an internal combustion engine. More specifically, the present invention relates to a fully flexible valve timing system, which allows control of the load and improvement of the effective valve area. Description of the Prior Art The stringent emission standards, coupled with the demands for severely improved fuel economy, call for significant changes in the way automotive engines are designed. Until recently, fixed valve timing automotive engines were common. As a result, if the vehicle does not run at speeds near the design point, the overall performance will be less than ideal, causing problems such as backflow and charge dilution, especially under low speed operating conditions. Several solutions have been proposed to address this issue. Such solutions often rely on fixed soft, 2-way phasing. It consists primarily of a mechanism that rotates the intake camshaft with respect to the crankshaft, providing reduced overlap at low speeds and slow closing of the intake valves at high speeds. Since the lift surface of the valve is fixed by the crank angle, any changes in the closing angle will compensate for the opening angle, and any changes in the opening angle will compensate for the closing angle. A more sophisticated approach that minimizes this tradeoff employs a controllable electronic-correction actuator that acts in response to a predetermined timed signal from the ECU to modify the lift curve. That is. Although improved performance is obtained over a wider load range, it does not completely overcome the problem of residual exhaust gas scavenging that results from pump losses due to the load control mechanism. A fully controllable control system eliminates pump losses by providing a load control function, providing an optimal solution. The system does not offer the necessary flexibility to fulfill this purpose, except for a very narrow load range. Moreover, due to the inherent problems of flow and time lag, current electrohydraulic systems degrade at high revs. The purpose is to construct a variable valve drive (UV A) mechanism. Recent approaches to achieving such optimal control systems have focused primarily on high speed solenoids, or hydraulics. However, these approaches are complicated and expensive, and force the engine to consume significant power. In another approach, the valve is operated by two camshafts with a lever system. One such approach is described in US Pat. No. 4,714,057. The approach taught in that patent application limits design. The limited phase is not sufficient for load control. Any such phased system is subject to considerable back pressure on the valve springs and thus requires some stabilizing means. Moreover, the cost and space requirements are considerable. Other configurations for hydraulic control of valves are proposed in US Pat. Nos. 4,615,306, 4,615,307 and 4,889,084, which are More or less fast or costly and / or slow space, and / or slower response times, resulting in degradation. Thus, there has been a long-standing need for a satisfactory arrangement for flexible timing control and durability of engine valves. There is also a demand for the valve to function as an optimum load control device. There is also a need to maximize the airflow to the cylinder at all speeds and loads. It is also desirable to maximize the effective area of the valve. SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, the present invention provides an improved valve opening arrangement and an opening duration control arrangement. It is yet another object to improve performance and fuel economy, improve valve actuation to improve soot formation and improve continuous flexibility. It is yet another object of the present invention to eliminate pump losses by allowing the valve to control engine load. It is yet another object of the invention to double the effective area of the valve so that engine breathing can be improved. It is yet another object of the present invention to achieve the above objective at a relatively low cost and with high reliability. The above and other objects of the present invention are achieved in accordance with a preferred embodiment of the present invention by advancing the closing phase angle of the intake valve, thereby providing improved control over the opening period of the valve. The angle of the closing phase is changed without steps. Such an arrangement functions without affecting the open phase angle and the overlap period and applies to the partial or full phase of the valve. It is observed that the problem of backflow is avoided if the intake pipe is always at or above atmospheric pressure. Under such conditions, the need for changes in the overlap region is reduced, except for the need for phase at this portion of the motion curve. As a result, a low-cost, simple and compact structure can be achieved. The amount of charge placed in the cylinder can be a function of the operating time of the valve depending on the angle of rotation of the crankshaft. In a preferred embodiment, the high speed hydraulic drive includes a first (main) camshaft for imparting a cyclically varying stroke to the valve via an actuator to open or close the valve by means of a cam profile. It is positioned to interact. The second (control) camshaft is positioned to eject hydraulic fluid to interact with the pressure relief mechanism on the actuator. This pushes the actuator in regardless of the current orientation of the first camshaft, returning the valve to the closed position. The full range phase mechanism is attached to the driven end of the control camshaft. This allows the control camshaft to be phased with respect to the first camshaft and adjusts the control profile or valve operating period. In another embodiment, a significant increase in effective valve area is achieved by incorporating the main camshaft into a "wide" cam lobe. These serve to actuate the valve during two consecutive strokes, for example exhaust and intake. Further modifications are made to the intake system by having a merged intake / exhaust manifold. In this case, the intake and exhaust passages are connected to each other to form a straight passage. The air compression means maintains the air flow over the entire passage, so that the gas discharged from the orifice portion of the valve diverges in the discharge direction, and fresh air flows in from the upstream direction. This is a particularly useful feature for variable compression ratio engines, where most of the combustion chamber surface is occupied by the secondary piston, which is a disadvantage for the effective valve area. Brief Description of the Drawings The above and other embodiments of the present invention will be fully understood from the following detailed description in conjunction with the accompanying drawings. Like reference symbols in the drawings indicate like elements. FIG. 1 is a sectional view of the array. FIG. 2 is a sectional view of another embodiment of the array. FIG. 3 is a sectional view of the wide lobe cam. FIG. 4 is a sectional view of the integrated intake-exhaust manifold. FIG. 5 is a detailed drawing of the high speed actuator. DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENT A description will be given with reference to the drawings. FIG. 1 shows a cross-sectional view of an array 10 constructed according to the present invention shown for a valve 101 in an internal combustion engine. The valve 101 is shown as provided in a partial view of the cylinder head 103. Details of springs, clips, valve seats, etc. for the valves are not shown as known in the art. The lubrication path 104, which constitutes a conduit for the lubricating oil system, is shown formed within the cylinder head 103. The hydraulic actuator 140 is provided on the cylinder head 103, is connected to the lubrication path 104, and is positioned adjacent to the valve 101. The cam shaft 110 is provided on the cylinder head on the actuator. The cam 111 is provided on the cam shaft 110. When the cam shaft rotates, the cam rising surface 111 is brought into contact with the actuator top piston 142. The downward movement of the top piston is transmitted to the lower plunger 143 via the pressurized fluid medium 141, causing the lower plunger to move the valve 101 to the open position. The valve opening timing is set by the rotation of the camshaft 110. The array 10 defines a relief valve 144 formed in the body of the actuator as a further control element. This control element allows adjustment of the opening period of the valve 101. The control camshaft 120 is provided adjacent to the relief valve 144. A control cam having a control surface 121 is provided on the control camshaft and is positioned to engage the pin 148 of the relief valve 144 at a preselected location of rotation of the control camshaft. The control camshaft is John K. It can be driven by the arrangement taught in US Pat. No. 4,747,375 to Williams (hereinafter the '375 patent). The arrangement of the '375 patent drives the crankshaft to drive a phasing camshaft that can vary over the entire load range. The present invention utilizes this variable phase unit to adjust the engagement of the control surface 121 with the pin 148 of the relief valve 144. One advantage of this system is that the control camshaft can be manufactured cheaper and lighter than the main camshaft. The control camshaft only interacts with the pressure relief mechanism. Therefore, the phase unit can also be directly connected to the accelerator pedal, which is very light. FIG. 2 shows another embodiment of the present invention. In that embodiment, the actuator 140 interacts with the valve via the rocker arm 102. The rocker arm 102 is hinged to the top of the actuator. The camshaft 110 is provided on a plurality of rocker arms (each for a valve). The cam 112 is provided on the cam shaft 110 and slidably contacts the rocker arm 102. The cam 112 shown in this example is a wide-lobed cam on top. At the beginning of a series of operations, when the cam shaft 110 rotates, the cam rising surface 112 is brought into contact with the rocker arm 102. The rocker arm 102 pivots from the hinged mount, pushing the valve 101 into the open position. The timing in this case coincides with the exhaust stroke start timing of the specific cylinder. The valve remains open during the exhaust stroke and then enters the intake stroke. The control camshaft 120 is provided adjacent to the actuator 140 and is engaged by a relief pin 148 as above the control surface 121. As the control cam 121 rotates further and the control surface forces relief pins 148 to press inward to release hydraulic fluid, the actuator 140 retracts and moves the pivot point 140 downwards as shown. This causes a corresponding upward movement of the opposite end of the rocker arm 102 causing the valve 101 to be in the closed position under the influence of the valve closing spring. The top surface of the rocker 102 has a shape that can facilitate the rocker to pivot about a second pivot point formed by the sliding contact point between the cam 112 and the rocker 102. A further advantage of this embodiment is that actuator wear is reduced and the actuator is simpler to manufacture. This is because one function is executed for each cycle rather than the double stroke in the first embodiment. Thus, in this aspect, the actuator can function with at most one moveable plunger. The wide cam lobe 112 can be used in the first embodiment shown in FIG. If desired, lobes 112 can be slightly recessed in the center or have troughs to allow the valve to be slightly retracted when piston 160 is near the top of its stroke. FIG. 4 shows an example of an integrated intake-exhaust system for use with a dual function valve. The manifold 150 is composed of an upstream portion 151 and a downstream portion 152 with respect to the valve. An integral root or scroll blower 153 driven by the crankshaft is shown fitted with a manifold that pressurizes the air passing through conduits 151 and 152. When the valve 101 is opened, high-pressure exhaust gas is discharged into the passage and is pressurized in the discharge direction by the air flow generated by the blower. This process continues as the piston moves to top dead center (TDC). When the pressures equilibrate, fresh air begins to fill the cylinder space under the influence of air flow. At the next intake stroke, the piston 160 gradually releases the space and gradually descends while sucking in fresh air. At some point during this stroke, valve 101 closes under the control of the valve control system, shutting off the air supply to the cylinder. When the valve is near TDC (immediately after the gas pressure is equilibrated), the pulse of fuel injection is started and stopped before the valve closes. The pulse width of this fuel injection may be phased with the valve duration pulse, or the injection may pass through separate valve holes in a conventionally actuated cylinder. A separate small valve may be positioned across the main valve in the combustion chamber to open instantly near TDC to allow trapped gas to escape. In the preferred embodiment, the passageway 150 is shown bent sharply at the point of communication with the cylinder. This creates a ram effect with an air stream that promotes filling of the cylinder under high speed rotation. FIG. 5 shows the detailed structure of the high-speed actuator. As mentioned above, most actuator designs suffer from short response times. This short response time causes a significant deterioration of the operating profile at high rpm (revolutions per minute). In order to increase the response time, the discharged hydraulic fluid is often stored in a pressure vessel. Since the pressure vessels are connected via conduits, delays occur due to passage restrictions. The transmission of fluid between the actuator and the container is done by a solenoid, which adds to the cost of this unit. The actuator shown in FIG. 5 has an integral pressure vessel to store the expelled fluid and return it within the shortest possible time during the neutral period. In the preferred embodiment, the actuator 140 covers an interior space 141 formed by the casing and movable plungers 142 and 143. Plungers 142 and 143 are formed with a second small diameter that is slidably fit into a small cylindrical hole formed in the body of the actuator. This reduces the volume of fluid displaced due to the relative movement of the plunger improving response time. The first chamber 141 communicates with the second chamber 145 by the check valve 144. Check valve 144 has a large diameter relative to the chamber to facilitate rapid fluid transfer. The second chamber 145 has a movable piston 146 biased by a spring 147 toward the check valve 144. The pin 148 slidably penetrates a hole in the actuator body and a second hole in the slidable piston 146 to communicate with the check valve 144. The inward movement of the pin 148 opens the check valve 144, causing hydraulic fluid to flow into the container 145 and pressing the piston 146 against the biasing spring 147. There are two flanges on the pin to limit movement. When the stroke is completed and the pressure of the cam surface on the plunger is released, the fluid from the chamber is urged toward the chamber 141 by the energy stored in the spring 147. Pistons 146 and 142 are shown as hollow in the center for compactness and low weight. The other check valve 149 first puts hydraulic fluid into the actuator from the engine's lubricating oil system. Another feature of this configuration is that the spring constant of spring 147 is matched to the spring constant of valve spring 105 to determine the amount of return to the valve to avoid excessively high flow rates at the valve seat. . Alternatively, the space on the back surface of the piston 146 is made to occupy the fluid, and the fluid is discharged from the graduated discharge hole to achieve the cushioning. In the preferred embodiment, chamber 145 contains preselected small holes to allow excess fluid to exit. A flange is attached to the base of the actuator for attachment to the cylinder head. The lube inlet passage matches the corresponding lube supply passage 104 from the engine lube system. Another spring is interposed between the outer flange of the plunger 142 and the housing 140 to bias the plunger against the cam surface and improve response. In another embodiment, the relief pin 148 may be operated by a small two position solenoid attached to the actuator. The signal from the ECU can be used to operate the actuator. In some modes of operation, many valves in each cylinder may be powerless to increase the rate of entry into the cylinder. This is done by having a split lobe for the control cam 121 and engaging the pin 148 before the intake begins on some of the valves. In yet another mode of operation, the actuator is used with a conventional throttle valve, even if the actuator is completely disabled at high rpm (in the fully extended position) and the fill flow is normally controlled in the upper load range. Good. Accordingly, the reader of the present specification will appreciate that the present invention, as set forth above, represents a broadly improved and efficient valve control system for engine valves. Moreover, the system overcomes many of the drawbacks of the prior art in a very cost-effective way. The reliability of the system is improved, at the same time energy consumption and stress on the moving elements are reduced. Modifications may be made in the above apparatus without departing from the spirit and scope of the invention, and all matters contained in the above specification are meant as an example only, as shown in the accompanying drawings. , And is not intended to be construed as limiting.

Claims

[Claims] 1. System for controlling the flow of fluid in and out of a valve of an internal combustion engine And the system is Sillin having a valve and an inlet passage connected to deliver air to the valve Dar, An outlet passage configured to receive exhaust gas from the valve, and Means for providing a flow of gas through said inlet passage and outlet passage Consists of A system in which the inlet passage and the outlet passage are connected to each other with the valve. . 2. The inlet passage is formed as a separate conduit communicating with each valve. , The conduit being integrated with a common intake manifold downstream of the valve, the outlet The passages are formed as separate conduits and integrated with the common exhaust passage downstream of the valve The system according to claim 1, comprising: 3. Leads to prevent backflow in either conduit upstream or downstream of the valve. The system according to claim 2, further comprising a valve. 4. A variable timing system for an internal combustion engine with a reciprocating piston, , The system Valve controlled by cam on camshaft Consists of Actuator means is interposed between the valve and the cam, and the cam is The circle, the lift surface, and the base It has an inclined surface and a lift surface that are integrated with the circle, The lift surface is at least the largest of two consecutive strokes of the piston. It has a rotation angle range that matches the threshold part, The height of the actuator means is adjustable during operation, The displacement produced by the radial length of the surface is A system that can be reversed even at angular points. 5. The actuator means is in a space of a hydraulic chamber that is expandable and contractible. And adjust the effective length by selectively pumping hydraulic fluid out of space A system according to claim 4, comprising means. 6. The actuator is positioned to interact with the cam and the valve. 6. The invention according to claim 5, wherein the rocker is interposed between the rocker and the locker which is hinged. The system described. 7. Hydraulic engine valve timing for individually controlling the operating time of cylinder valves Is the The system is First rotating camshaft means having first cam means for said individual valves; , Between the valve and the first cam means for transmitting reciprocating motion to the individual valves Hydraulic actuator means interposed in the arm, Second rotating cam having control cam means adjacent to said individual actuator means Shaft means Consists of The actuator means is adapted to release hydraulic fluid from the retractable internal hydraulic space. The straw of the first cam means And the effective length is adjustable, and the control camshaft means is Interacts with the actuator means and periodically ejects hydraulic fluid from the actuator means. To eject the opposite effect of the axial displacement produced by the first cam means. Hydraulic engine valve timing system to give. 8. For phasing the control cam means with respect to the first camshaft means A shaft phase means provided on the control cam means. A hydraulic engine valve timing means as set forth in claim 7. 9. A contract comprising shaft phasing means provided on the first camshaft means. A hydraulic engine valve timing means according to claim 8. Ten. Housing, A first variable volume chamber covered by the housing; It is covered by a second part of the housing, between which a check valve A second variable volume chamber in communication with the first variable volume chamber; When the fluid pressure in the first volume space is higher than the fluid pressure in the second volume space The check for passing fluid to the first volume chamber and the second volume chamber Means provided for operating the valve A hydraulic valve actuator consisting of: The first variable volume chamber is positioned to change the effective height of the actuator. At least one movable member slidably mounted in the installed housing And a plunger means with which the second volume chamber can slide and the volume is reduced. Plunger hand in the twisting direction A hydraulic valve actuator having spring means for biasing the step. 11. Conditions under which the fluid pressure in the first volume space is lower than the fluid pressure of the external supply means Is provided in the first volume space for introducing a fluid into the first volume space, 11. The method according to claim 10, further comprising check valve means connected to the fluid supply means. The hydraulic valve actuator according to the paragraph. 12. Has small holes provided in a preselected volume of the second volume The hydraulic valve actuator according to claim 11, wherein: 13. The flow capacity of the check valve means is larger than that of the first volume space. 11. A hydraulic valve actuator according to claim 10. 14. Engage with a rotating cam surface to effectively open the check valve means 11. The hydraulic valve actuator according to claim 10, further comprising link means for . 15． Comprising solenoid switch means for opening said check valve means The hydraulic valve actuator according to claim 10.