WO1997026447A1 - Procede et dispositif pour commander le mecanisme de soupape d'un moteur - Google Patents

Procede et dispositif pour commander le mecanisme de soupape d'un moteur Download PDF

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WO1997026447A1
WO1997026447A1 PCT/JP1996/003795 JP9603795W WO9726447A1 WO 1997026447 A1 WO1997026447 A1 WO 1997026447A1 JP 9603795 W JP9603795 W JP 9603795W WO 9726447 A1 WO9726447 A1 WO 9726447A1
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WO
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engine
valve
intake valve
operating angle
hydraulic
Prior art date
Application number
PCT/JP1996/003795
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Yoshiki Kanzaki
Original Assignee
Komatsu Ltd.
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Publication date
Application filed by Komatsu Ltd. filed Critical Komatsu Ltd.
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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • F01L13/0031—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque by modification of tappet or pushrod length

Definitions

  • Patent application title Control method and control device for engine valve mechanism
  • the present invention relates to a control method and a control device for a valve mechanism of an engine, and more particularly to a control method and a control device for a valve mechanism that makes opening and closing timing of an intake valve of a diesel engine variable.
  • a hydraulic screw brush adjuster is interposed between a valve of a valve train and a cam for operating the valve, and automatically and arbitrarily and automatically according to the rotational speed of the engine.
  • a valve driving device that variably controls the valve opening / closing timing is known, for example, from Japanese Patent Application Laid-Open No. 1-223103.
  • reference numeral 51 denotes a cylinder head
  • 52 denotes a cam
  • 53 denotes an intake valve (its stem).
  • a bucket 54 is provided between the cam 52 and the intake valve 53 so as to be slidable in the plunger inlet 51 a of the cylinder head 51, and is provided inside the bucket 54.
  • a hydraulic valve lash adjuster 55 is provided. Then, by the rotation of the cam 52, the intake valve 53 is stroked up and down via the bucket 54 and the hydraulic valve lash adjuster 55 to operate the open / close valve.
  • the hydraulic valve rush adjuster 55 has a first adjuster section 55 A forming an intermediate pressure chamber 56 located on the upper side, and a second adjuster section forming a high pressure chamber 57 located on the lower side.
  • the plunger 58 is constituted by two sets of adjuster members 55 B.
  • the first adjuster portion 55 A is a first adjuster body 59 A, a first valve spring 60, a first check ball 61, a first return spring 62, and a first switch. And a valve case 63.
  • the second adjuster section 55B includes a second adjuster body 59B, a second valve spring 64, a second check ball 65, a second return spring 66, and a second check. And a valve case 67.
  • the first and second pick balls 61, 65 allow oil to flow from the oil reserve chamber 68, which will be described later, to the first and second adjuster bodies 59A, 59B, but do not allow oil to flow out. It's not like that.
  • an oil reserve chamber 68 is formed by the bucket 54 and a guide member 69 for guiding the plunger 58.
  • the oil reserve chamber 68 communicates with the oil passage 71 of the cylinder head 51 via an oil inlet 70 provided on the side of the bucket 54, and the bucket 54
  • the first and second adjuster bodies 59A, 59B communicate with each other through an oil outlet 72 provided on the inner wall of the head.
  • the oil from the oil passage 71 of the cylinder head 51 is supplied to the oil reserve chamber 68, the oil is first supplied from the inside of the first adjuster body 59A to the medium pressure through the first check ball 61. Room 56 is supplied. The oil in the intermediate pressure chamber 56 is supplied from the inside of the second adjuster body 59B to the high pressure chamber 57 via the second check ball 61.
  • the volume control panel 73 formed by the double spring of the inner panel 74 and the outer spring 75 has a constant volume during the seating of the intake valve 53. In order to be retained, a panel with a much higher biasing force (harder) than that of the first return spring 62 is used.
  • the hydraulic valve lash adjuster 55 interposed between the intake valve 53 and the cam 52 has two sets of a first adjuster section 55A and a second adjuster section 55B that operate in cooperation with each other. Operated by adjuster member I do.
  • the amount of oil leak from the high pressure chamber 57 of the second azimuth evening section 55B is set smaller than the amount of oil leak from the medium pressure chamber 56 of the first azimuth evening section 55A.
  • the biasing force of the second return spring 66 of the adjuster section 55B is set to be larger than the biasing force of the first return spring 62.
  • a hydraulic valve lash adjuster that is provided between the cam 52 and the intake valve 53 that is opened by the cam 52 and that automatically adjusts the valve lash of the intake valve 53.
  • Evening 55 5 Two sets of adjuster members having different characteristics between the first adjuster section 55 A having the medium-pressure chamber 56 and the second adjuster section 55 B having the high-pressure chamber 57, and the cam 55 During operation, the amount of oil leak in each of the oil chambers 56 and 57 is set smaller on the second adjuster section 55B side than on the first adjuster section 55A side.
  • the valve drive device of this engine is a gasoline engine for passenger cars, and a hydraulic valve rush adjuster 55 is interposed between the cam 52 and the intake valve 53 that is opened by the cam 52. Has been established. Since the speed of gasoline engines for passenger cars varies from low to high, the valve timing is arbitrarily and automatically controlled according to the engine speed.
  • the hydraulic valve lash adjuster 55 is operated by two sets of adjuster members, a first adjuster portion 55 A on the cam side that operates in cooperation with each other and a second adjuster portion 55 B on the valve side. . That is, the valve rush of the intake valve 53 is automatically released. Hydraulic valve lash adjuster that adjusts dynamically 5 5 force ⁇ The characteristics of the first adjuster section 55 A having the medium pressure chamber 56 and the second adjuster section 55 B having the high pressure chamber 57 differ. With two sets of adjuster members, the amount of oil leak in each of the oil chambers 56 and 57 when the cam 52 operates is smaller on the second adjuster part 55B side than on the first adjuster part 55A. It controls oil leakage by setting.
  • the amount of oil leak varies depending on the viscosity and gap of the oil (the first and second oil leak paths).
  • the viscosity of the oil changes depending on the operating temperature of the oil during operation, and the gap changes the dimensional accuracy of the parts on the hole side and the parts on the shaft side.
  • the hydraulic valve lash adjuster 55 is operated by two sets of adjusters, the first adjuster part 55A and the second adjuster part 55B, the number of parts is large and the structure is complicated.
  • the lift amount of the intake valve 53 of the valve mechanism is increased, its operating angle is increased, and the effective compression ratio (intake valve closing) It is necessary to improve the performance such as the output and exhaust gas characteristics, and to suppress the in-cylinder pressure. Further, at the time of starting, it is necessary to improve the startability by reducing the lift amount of the intake valve 53, reducing the operating angle thereof, and increasing the effective compression ratio. That is, it is necessary to make the operating angle and the effective compression ratio of the intake valve 53 at high speed and at start-up variable.
  • the present invention pays attention to such a conventional problem, and considers a diesel engine-driven generator and an engine which is always operated at a constant rotation speed for a cogeneration system (hot water / electric power supply device).
  • the purpose is to improve performance.
  • An object of the present invention is to provide a control method and a control device for an engine valve mechanism which satisfy the required quality and have a simplified structure.
  • a first method of controlling an engine valve mechanism is directed to an engine valve mechanism having a hydraulic mechanism that varies a valve lift amount between a valve of an engine valve operating system and a valve operating cam.
  • the control method when the engine is started, the supply of the pressure oil to the hydraulic intake valve operating angle variable device is stopped, the lift amount of the intake valve of the hydraulic intake valve operating angle variable device is reduced, and the lift amount of the intake valve is reduced. Reduce the operating angle.
  • pressurized oil is supplied to the hydraulic intake valve operating angle variable device, and the intake valve lift of the hydraulic intake valve operating angle variable device is increased to increase the operating angle of the intake valve. I will make it.
  • the hydraulic oil to the hydraulic intake valve operating angle variable device is stopped, and the engine is operated at low idle for a predetermined time to reduce the lift amount of the intake valve of the hydraulic intake valve operating angle variable device.
  • the operating angle of the lever is reduced.
  • the effective compression ratio for example, around 14
  • the effective compression ratio (for example, around 10) can be reduced by increasing the operating angle of the intake valve.
  • the in-cylinder pressure is suppressed by increasing the output, and the combustion temperature is reduced. Improvement of emission characteristics such as NOx, compression pressure The power is reduced, and the loss horsepower can be reduced.
  • the first aspect of the control device for an engine valve mechanism is an engine valve mechanism having a hydraulic mechanism that varies a valve lift between a valve of an engine valve operating valve and a valve operating cam.
  • a hydraulic oil intake valve operating angle variable device disposed between the intake valve of the valve mechanism and the mouthpiece head, and hydraulic oil supplied to the hydraulic air intake valve operating angle variable device are provided.
  • a controller that outputs
  • a second aspect of the control device for the valve mechanism of the engine according to the present invention includes a controller force for outputting a command signal for causing the engine to perform the idling operation for a predetermined time when the engine is stopped.
  • the hydraulic intake valve operating angle variable device is provided at each of the T-shaped ends of the crosshead and has a piston chamber having a discharge hole.
  • a piston that is pivotally inserted into the piston chamber; a panel that presses the piston against the intake valve; a spring receiver that is inserted into the piston chamber and supports the panel; and a ball that abuts the spring receiver.
  • a check valve having a central passageway hole and a taper portion below the passage hole. Consists of Ranja.
  • the same improvement as that of the first control device can be achieved, and the number of components is smaller than in the conventional control device, and the structure is simplified. Also, even if a small amount of oil leaks from the piston gap when the intake valve is opened, the check valve opens when the intake valve is closed, and oil is replenished and filled. It is easy to manage dimensional accuracy variations.
  • a taper is provided below the passage hole in the center of the plunger so that when the pressure in the piston chamber rises, the hydraulic pressure ⁇ applies to the lower hemisphere of the check valve. Response is high. As a result, it is possible to minimize the leakage when the intake valve is lifted.
  • the discharge hole of the piston chamber is closed when the piston rises by a predetermined amount, and an air reservoir that acts as an air cushion is formed above the piston. are doing.
  • the impact shock can be reduced and the durability can be improved by absorbing and reducing the seating impact during the operation of the oil supply 0 F F by the air cushion.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a control device for an engine valve mechanism of the present invention.
  • FIG. 2 is an enlarged sectional view of a portion P in FIG.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating the relationship between operation items and time according to the control method of the present invention.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the relationship between the lift amount of the intake valve and the valve opening / closing timing of the crank angle according to the control device of the present invention.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of an engine valve mechanism according to the related art. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • the engine valve mechanism control device 1 is controlled by a valve mechanism 2, an oil supply device 3, a fuel injection device 4, and a controller 5 that controls these devices. It is configured.
  • valve mechanism 2 includes a camshaft 6, a cam follower 6a, a push rod 7, a rocking arm 8, a cross head 9, a support pin 10 for the cross head 9, and each intake valve 11 1, 1 1 It is composed of
  • the support pin 10 of the crosshead 9 is provided with a passage hole 10a for oil supply.
  • the oil supply device 3 is composed of a pump 13 for supplying pressurized oil to the valve mechanism 2 and a solenoid valve 14 for switching oil receiving from the pump 13.
  • the pump 13 and the solenoid valve 14 Is connected to the solenoid valve 14 and the support pin 10 of the crosshead 9 by a pipe 16.
  • the fuel injection device 4 comprises a fuel injection pump 17, a governor 18 and an actuator 19, and a lever 18 a of the governor 18 and a lever 19 a of the actuator 19 are connected by a rod 20. It is connected.
  • the controller 5 and the solenoid valve 14 are connected by wiring 21, and the controller 5 and the actuator 19 are connected by wiring 22.
  • the operation lever 23 for starting and stopping is provided with a potentiometer 23 a for detecting a position signal, and the potentiometer 23 a is connected to the controller 5 by wiring 24.
  • the hydraulic intake valve operating angle variable device 12 is located at an end of the cross head 9 and is interposed between the cross head 9 and the intake valve 11.
  • the hydraulic intake valve operating angle varying device 12 includes a piston chamber 26 having a discharge hole 25, a piston 27 that is inserted into the piston chamber 26 and a piston 27.
  • a spring 28 that presses against the valve 11, a spring receiver 29 that is inserted into the piston 27 and supports the panel 28, and a ball-shaped check valve 30 that contacts the spring receiver 29 And inside this piston 2 7 It consists of a plunger 31 inserted in the nectar.
  • the plunger 31 and the piston 27 form a high-pressure chamber 33.
  • a reservoir chamber 32 is formed above the plunger 31, and a taper section 31 a is formed in the lower central portion thereof so as to abut on the check valve 30. These reservoir chambers 32 and the taper section 31 a are formed. A passage hole 31b communicating with the part 31a is provided.
  • the crosshead 9 is provided with a passage hole 35 and a passage hole 36 for supplying oil, and these openings to the outside are closed by plugs 35a and 36a, respectively.
  • the hydraulic intake valve operating angle variable device 12 controls the lift amount of the intake valve 11 in two stages, high speed and starting, by turning on and off the hydraulic oil, and makes the operating angle of the intake valve 11 variable. I have.
  • the relationship between the lift amount of the intake valve 11 and the operating angle is shown by the solid line A, where the vertical axis is the lift amount of the intake valve 11 (discussion) and the horizontal axis is the crank angle (°), as shown in FIG.
  • valve lift operating diagram at high speed A shows intake valve 11 starts opening at top dead center of crank angle, at °, maximum lift is h, mm, closing at ⁇ , ° after bottom dead center, operating angle Becomes 7,
  • the operation diagram B of the valve lift at the start is ⁇ 2 after the top dead center of the crank angle.
  • the maximum lift amount is h 2 mm, after bottom dead center ⁇ closed at 2 °, operating angle becomes ⁇ 2.
  • the high pressure chamber 33 of the hydraulic intake valve operating angle variable device 12 is emptied, and the cam follower 6 a, the push follower 6 a, the push mouth 7, the mouth rocker arm 8, and the cross head 9 from the camshaft 6.
  • the lower end 3 1c of the plunger 31 presses the inner bottom 27a of the piston 27 via the and, and the stroke L is brought into close contact with the biasing force of the spring 28, and the intake valve 11 is closed. Riff I'm letting you go.
  • the lift amount of the intake valve 1 1 h 2 is small, the operating angle of its 7 2 also small.
  • pressurized oil is supplied to the hydraulic intake valve operating angle variable device 12 to increase the lift amount h, of the intake valve 11, thereby increasing the operating angle a,. That is, the hydraulic oil to the hydraulic intake valve operating angle variable device 12 is supplied from the cylinder 13 to the piping 15, the solenoid valve 14, the piping 16, and the crosshead with the solenoid valve 14 ON. support pin oil passage 1 0 a, and each passage hole 35, 3 6 of the crosshead 9, supplied to the high-pressure chamber 3 3 through the reservoir Ichibashitsu 3 2 are filled. At this time, since the high-pressure chamber 33 is in a state very close to a rigid body, the operation of the intake valve 11 becomes a high lift h. Intake valve 1 by pressing force of rocker arm 8
  • the engine When the engine is stopped, the engine is operated at a low idle for a predetermined time by a control method described later to intentionally leak the pressurized oil in the high-pressure chamber 33 to an “empty” state and prepare for restart.
  • the hydraulic intake valve operating angle variable device 12 has a rush adjust function that keeps the valve clearance always at “0”.
  • this control method will be described with reference to FIGS.
  • the vertical axis in Fig. 3 shows the operation items, and the horizontal axis shows time.
  • a signal is input from the potentiometer 23 a that detects the position signal to the controller 5 via the wiring 24.
  • One signal from controller 5 A signal is input to akuchiyue 19 via the Internet.
  • the lever 19 a of the actuator 19 moves to the low idle position from the high speed state, and the governor 18 operates in the low idle position via the lever 18 a of the lot 20 and governor 18.
  • the solenoid valve 14 of the oil passage is switched from ON to OFF from the controller 5 via the other signal force ⁇ wiring 21.
  • stop timer After (6) stop timer is operating, in T 4 when the plant is operated a predetermined time low idle, is input to Akuchiyue Isseki 1 9 via a command signal power "line 2 2 from the controller 5. Therefore, the lever 19a of the actuator 19 moves from the low idle operation state to the stop position, and the governor 18 moves to the stop position via the rod 20 and the lever 18a of the governor 18. The fuel is turned off and the engine is stopped. Then stop at the T 5 when the timer is turned OFF.
  • the effective compression ratio by reducing the operating angle ⁇ 2 of the intake valve 1 1 is up at the time of start-up, is at high speeds enable compression ratio down by increasing, operating angle 7 of the intake valve 1 1.
  • Two-stage control at startup and at high speed becomes possible, and the operating angle and effective compression ratio of the intake valve 11 become variable.
  • the structure of the control device is simplified by performing the two-stage control at the time of starting and at the time of high speed, and at the time of starting, the starting failure which is a problem with the high-power engine is eliminated, and the exhaust is discharged immediately after starting.
  • the problem of white smoke, which usually has a strong pungent odor is also eliminated.
  • the cylinder pressure is suppressed by increasing the output, the emission characteristics such as NOx due to a decrease in combustion temperature are improved, and the loss of horsepower is reduced by reducing the compression pressure, and the fuel consumption rate is improved.
  • the performance of a diesel engine-driven generator and an engine operating at a constant rotation speed for a cogeneration system is improved.
  • the present invention improves engine performance for diesel engine driven generators and cogeneration systems (hot water, cogeneration).
  • the two-stage control at the start and at the time of high speed simplifies the structure of the control device, eliminates the start failure that is a problem with the high-power engine at the start, and releases a normally strong irritating odor discharged immediately after the start.
  • the problem of white smoke associated with is also eliminated.
  • in-cylinder pressure force is suppressed by increasing the output, and exhaust gas characteristics such as ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ due to a decrease in combustion temperature are improved. Loss of horsepower is reduced due to lower compression pressure, and fuel consumption is improved. It is useful as a control method and a control device for a valve mechanism of a power or car engine.

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Description

明 細 書 ェンジンのバルブ機構の制御方法および制御装置
技 術 分 野
本発明は、 エンジンのバルブ機構の制御方法および制御装置に係り、 特にディ 一ゼルェンジンの吸気弁の開閉時期を可変にするバルブ機構の制御方法および制 御装置に関する。 背 景 技 術
従来、 乗用車用ガソリンエンジンで、 動弁系のバルブとバルブ作動用のカムと の間に油圧式ノくルブラッシュアジャスタを介設して、 ェンジンの回転速度に応じ て任意に、 且つ自動的にバルブ開閉時期を可変コントロールするバルブ駆動装置 、 例えば特開平 1— 2 3 2 1 0 3号公報で知られている。
そのバルブ駆動装置の要部は、 図 5に示すように構成されている。 即ち、 符号 5 1はシリンダ一へッド、 5 2はカム、 5 3は吸気弁 （そのステム部） を示して いる。 カム 5 2と吸気弁 5 3の間には、 シリンダーへッド 5 1のブランジャ揷入 孔 5 1 aに摺動自在にバケツト 5 4と、 このバケツト 5 4の内部に位置して設け られた油圧式バルブラッシュアジヤスタ 5 5とが配設されている。 そして、 カム 5 2の回転により、 バケツト 5 4及び油圧式バルブラッシュアジヤスタ 5 5を介 して吸気弁 5 3を上下にストローク作動させて、 開閉弁作動をさせるようになつ ている。
油圧式バルブラッシュアジヤス夕 5 5は、 上方側に位置した中圧室 5 6を形成 する第 1アジヤスタ部 5 5 Aと、 下方側に位置した高圧室 5 7を形成する第 2ァ ジャスタ部 5 5 Bの 2組のアジヤスタ部材によって、 プランジャ 5 8を構成して いる。 第 1アジヤス夕部 5 5 Aは第 1アジヤス夕ボディ 5 9 Aと、 第 1のバルブスプ リング 6 0と、 第 1のチヱックボール 6 1と、 第 1のリターンスプリング 6 2と 、 第 1のチヱックバルブケース 6 3とから構成されている。
第 2アジヤスタ部 5 5 Bは第 2アジヤスタボディ 5 9 Bと、 第 2のバルブスプ リング 6 4と、 第 2のチヱックボール 6 5と、 第 2のリターンスプリング 6 6と 、 第 2のチヱックバルブケース 6 7とから構成されている。
第 1及び第 2のチヱックボール 6 1 , 6 5は、 後述するオイルリザーブ室 6 8 から第 1及び第 2のアジヤスタボディ 5 9 A、 5 9 Bへのオイルの流入は許すが 、 流出は許さないようになつている。
バケツ ト 5 4の内部には、 このバケツ ト 5 4と、 前記プランジャ 5 8をガイ ド するガイド部材 6 9とでオイルリザーブ室 6 8が形成されている。 このオイルリ ザーブ室 6 8は、 バケツ ト 5 4の側部に設けられたオイル流入口 7 0を介してシ リンダ一へッ ド 5 1のオイル通路 7 1に連通されるとともに、 バケツ ト 5 4の頭 部内壁に設けられたオイル流出口 7 2を介して第 1及び第 2のアジヤスタボディ 5 9 A, 5 9 Bの内部に連通されるようになつている。
シリンダーへッ ド 5 1のオイル通路 7 1からのオイルは、 オイルリザーブ室 6 8に供給された後、 先ず第 1アジヤスタボディ 5 9 Aの内部から第 1のチヱック ボール 6 1を経て中圧室 5 6に供給される。 この中圧室 5 6のオイルは、 第 2ァ ジャスタボディ 5 9 Bの内部から第 2のチヱックボール 6 1を経て高圧室 5 7に 供給される。
なお、 内側パネ 7 4と外側バネ 7 5との二重のバネによって形成された容積量 規制パネ 7 3には、 吸気弁 5 3の着座中は中圧室 5 6の容積が常に一定値に保持 されるように、 第 1のリターンスプリング 6 2に較べて相当に付勢力の高い （硬 度の高い） パネが使用されている。
次に、 力、かる構成における作動を説明する。 吸気弁 5 3とカム 5 2の間に介設 された油圧式バルブラッシュアジャスタ 5 5は、 相互に連係作動する第 1アジャ スタ部 5 5 Aと第 2アジヤスタ部 5 5 Bとの 2組のアジヤスタ部材によって作動 する。 そして、 第 2アジヤス夕部 5 5 Bの高圧室 5 7からのオイルリーク量を、 第 1アジヤス夕部 5 5 Aの中圧室 5 6からのオイルリーク量よりも小さく設定す る一方、 第 2アジヤスタ部 5 5 Bの第 2のリターンスプリング 6 6の付勢力を、 第 1のリターンスプリング 6 2の付勢力よりも大きく設定している。 即ち、 カム 5 2と、 このカム 5 2によって開弁作動される吸気弁 5 3との間に位置して設け られていて、 吸気弁 5 3のバルブラッシュを自動的に調整する油圧式バルブラッ シュアジャス夕 5 5力 中圧室 5 6を有する第 1アジヤスタ部 5 5 Aと、 高圧室 5 7を有する第 2アジヤスタ部 5 5 Bとの特性を異にする 2組のアジヤスタ部材 で、 カム 5 5作動時における各油室 5 6， 5 7のオイルリーク量を、 第 2アジャ スタ部 5 5 B側を第 1アジヤスタ部 5 5 A側より小さく設定している。
これにより、 第 1アジヤスタ部 5 5 A側で初期沈み量を決定する正確な動特性 を実現し、 又、 オイルリーク量の少ない第 2アジヤスタ部 5 5 Bで静特性を実現 するようになつている。 し力、も、 第 2のリターンスプリング 6 6の付勢力力《第 1 のリターンスプリング 6 2の付勢力よりも大きいので、 中圧室 5 6の初期容積は 極めて正確に設定され、 初期値の変動が確実に吸収される。 したがって、 ェンジ ン回転速度に応じて任意に、 且つ自動的にバルブタイミングを可変にコントロー ルできると記載されている。
しかしながら、 かかる従来技術のエンジンのバルブ駆動装置の事例には次のよ うな問題点がある。
(1) このエンジンのバルブ駆動装置は乗用車用ガソリンエンジンであり、 カム 5 2と、 このカム 5 2によって開弁作動される吸気弁 5 3との間に油圧式バルブ ラッシュアジヤスタ 5 5を介設している。 乗用車用ガソリンエンジンでは低速か ら高速までの速度変動があるため、 エンジン回転速度に応じて任意に、 かつ、 自 動的にバルブタイミングを可変にコントロールするようにしている。
そのため、 油圧式バルブラッシュアジャスタ 5 5を相互に連係作動するカム側 の第 1アジヤスタ部 5 5 Aと、 バルブ側の第 2アジヤスタ部 5 5 Bとの 2組のァ ジャスタ部材によって作動させている。 即ち、 吸気弁 5 3のバルブラッシュを自 動的に調整する油圧式バルブラッシュアジヤスタ 5 5力 \ 中圧室 5 6を有する第 1アジヤス夕部 5 5 Aと、 高圧室 5 7を有する第 2アジヤスタ部 5 5 Bとの特性 を異にする 2組のアジヤスタ部材で、 カム 5 2の作動時における各油室 5 6， 5 7のオイルリーク量を、 第 1アジヤスタ部 5 5 Aより第 2アジヤスタ部 5 5 B側 の方を小さく設定して、 オイルリ一ク量を制御している。
しかし、 オイルリーク量はオイルの粘度および隙間 （第 1及び第 2のオイルの 洩れ通路） によって変わる。 即ち、 オイルの粘度は運転時のオイルの使用温度に より変わり、 隙間は穴側の部品、 軸側の部品の寸法精度のバラツキの管理が難し いため、 オイルリーク量が変わる。 また、 第 1アジヤス夕部 5 5 Aと第 2アジャ スタ部 5 5 Bとの 2組のジャスタ部材によって作動させるため、 油圧式バルブラ ッシュアジャスタ 5 5の部品点数が多く、 構造が複雑である。
(2) 近年は、 ディーゼルエンジン駆動の発電機及びコージェネレーションシス テム （温水、 電気併給装置） が使用されている。 この製品に使用されるエンジン の回転速度は車両用とは異なり、 低速から高速までの速度変動がなく、 常時一定 の回転速度で運転される。
他方、 高出力化、 排出ガス特性等の改善の対応として、 高速の定格出力時には バルブ機構の吸気弁 5 3のリフト量を大きく して、 その作動角を大きくし、 有効 圧縮比 （吸気弁閉時のシリ ンダ容積ノ圧縮容積） を低下させて、 出力及び排出ガ ス特性等の性能を向上し、 筒内圧力を抑制する必要がある。 また、 始動時には吸 気弁 5 3のリフト量を小さくして、 その作動角を小さくし、 有効圧縮比を上昇さ せて、 始動性を向上させる必要がある。 即ち、 高速時と始動時の吸気弁 5 3の作 動角及び有効圧縮比を可変にする必要がある。
かかる要求品質を満足し、 構造を簡素化したェンジンのバルブ機構の制御方法 および制御装置が切望されている。 発 明 の 開 示
本発明は、 かかる従来の問題点に着目し、 ディーゼルエンジン駆動の発電機及 びコ一ジヱネレーシヨンシステム （温水、 電気併給装置） 用の常時一定の回転速 度で運転されるエンジンの性能改善を目的とする。
即ち、 高速時の定格出力時にはバルブ機構の吸気弁のリフト量を大きくして、 吸気弁の作動角を大きくし、 有効圧縮比を低下させて、 筒内圧力を抑制し、 高出 力化、 N Ox 排出ガス特性等の性能を向上する。 又、 始動時にはバルブ機構の吸 気弁のリフト量を小さくして、 吸気弁の作動角を小さくし、 有効圧縮比を上昇さ せて、 始動性を向上する。 かかる要求品質を満足し、 且つ構造を簡素化したェン ジンのバルブ機構の制御方法および制御装置を提供することを目的とする。 本発明に係るエンジンのバルブ機構の制御方法の第 1は、 エンジンの動弁系の バルブとバルブ作動用のカムとの間にバルブリフト量を可変とする油圧機構を有 するェンジンのバルブ機構の制御方法において、 前記ェンジンの始動時には油圧 式吸気弁作動角可変装置への圧油の供給を停止し、 この油圧式吸気弁作動角可変 装置の吸気弁のリフト量を小さくしてこの吸気弁の作動角を小さくする。 前記ェ ンジンの髙速時には油圧式吸気弁作動角可変装置への圧油を供給し、 この油圧式 吸気弁作動角可変装置の吸気弁のリフト量を大きくしてこの吸気弁の作動角を大 きくする。 前記エンジンの停止時には油圧式吸気弁作動角可変装置への圧油を停 止すると共に、 エンジンを所定時間ローアイドル運転し、 この油圧式吸気弁作動 角可変装置の吸気弁のリフト量を小さくしてこの吸気弁の作動角を小さくしてい る。
かかる構成において、 始動時には吸気弁の作動角を小さくすることで、 有効圧 縮比 （例えば、 1 4前後） を上げることが可能となり、 その結果、 高出力ェンジ ンで問題となる始動不良、 始動直後に排出される、 通常強い刺激臭を伴う白煙の 問題が解消される。 また、 高速時には吸気弁の作動角を大きくすることで、 有効 圧縮比 （例えば、 1 0前後） を下げることが可能となり、 その結果、 高出力化に よる筒内圧力の抑制、 燃焼温度低下による N O x 等排出ガス特性の改善、 圧縮圧 力が小さくなり損失馬力の低減が可能となる。 このように、 エンジンの始動時と 高速時の吸気弁の作動角及び有効圧縮比を可変にすることで、 始動時及び高速時 の諸特性の問題が改善され、 且つ応答性の良い制御が可能となる。
本発明に係るエンジンのバルブ機構の制御装置の第 1は、 エンジンの動弁系の バルブとバルブ作動用のカムとの間にバルブリフト量を可変とする油圧機構を有 するェンジンのバルブ機構の制御装置において、 前記バルブ機構の吸気弁とク口 スへッドとの間に配設された油圧式吸気弁作動角可変装置と、 この油圧式吸気弁 作動角可変装置への圧油を供袷するポンプと、 このポンプからの圧油を切換える 切換手段と、 前記ェンジンの始動時及び停止時にはこの切換手段を 0 F Fにし、 前記ェンジンの高速時にはこの切換手段を 0 Nにするような指令信号を出力する コントローラとからなる。
かかる構成において、 前記制御方法と同様にェンジンの始動時及び高速時の諸 特性の問題が改善される。
本発明に係るエンジンのバルブ機構の制御装置の第 2は、 前記エンジンの停止 時に、 エンジンを所定時間口一アイドル運転させるような指令信号を出力するコ ントローラ力、らなる。
力、かる構成において、 停止時にエンジンが定格負荷口一アイドルを経て停止さ れるので、 バルブ機構のクロスへッドに設けられた油圧式吸気弁作動角可変装置 のピストン室からオイルを確実に排出することができ、 その結果エンジンの再始 動が容易になる。 また、 ターボチャージャの回転速度を下げてから停止されるの で、 ターボチヤ一ジャの軸受焼付きを防止できる。
本発明に係るェンジンのバルブ機構の制御装置の第 3では、 前記油圧式吸気弁 作動角可変装置は前記クロスへッドの T字状の両端部に設けられ、 排出孔を有す るピストン室と、 このピストン室に枢密に挿入されたピストンと、 このピストン を前記吸気弁に押圧するパネと、 前記ピストン室に挿入され、 このパネを支持す るバネ受けと、 このバネ受けに当接するボール状の逆止弁と、 このピストンの内 方に枢密に揷入され、 且つ中心部の通路穴およびその下方にテ一パ部を有するプ ランジャとからなる。
かかる構成において、 前記制御装置の第 1と同様な改善ができ、 且つ従来のも のより部品点数が少なく、 構造が簡素化される。 また、 吸気弁の開時にピストン の隙間から微量のオイルがリークしても、 吸気弁の閉時に逆止弁が開いてオイル が補充、 充填されるので、 穴側の部品、 軸側の部品の寸法精度のバラツキの管理 が容易である。 さらに、 ピストン室内の圧力が上昇した際に油圧力 <逆止弁の下半 球部にかかるように、 プランジャ中心部の通路穴下方にテーパ部を設けたことに より、 ピストン室内の圧力上昇に対して応答 が高い。 これにより、 吸気弁のリ フト時におけるリークロスを最小限にすることができる。
本発明に係るエンジンのバルブ機構の制御装置の第 4では、 前記ピストン室の 排出孔は、 前記ピストンが所定量上昇した時に塞がり、 このピストンの上方には エアクッションの作用をする空気溜まりを形成している。
かかる構成において、 送油 0 F Fの作動時の着座衝撃を前記エアクッションで 吸収緩和することで、 衝撃音の低減、 耐久性の向上を図ることができる。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明のエンジンのバルブ機構の制御装置の全体構成図である。
図 2は、 図 1の P部を拡大した断面図である。
図 3は、 本発明の制御方法に係る作動項目と時間との関係を説明する図である。 図 4は、 本発明の制御装置に係る吸気弁のリフト量とクランク角の弁開閉時期と の関係を説明する図である。
図 5は、 従来技術に係るエンジンのバルブ機構の断面図である。 発明を実施するための最良の形態
本発明に係る実施例を図 1から図 4を参照して、 詳細に説明する。
エンジンのバルブ機構の制御装置 1は図 1に示すように、 バルブ機構 2、 オイ ル供耠装置 3、 燃料噴射装置 4、 及びこれら装置を制御するコントローラ 5より 構成されている。
ここで、 バルブ機構 2はカム軸 6、 カムフォロワ 6 a、 プシュロッド 7、 ロッ 力アーム 8、 クロスへッド 9、 このクロスへッド 9の支持ピン 1 0、 及び各吸気 弁 1 1 , 1 1より構成されている。
クロスへッ ド 9の T字状両端部には、 後述する各油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2、 1 2が内蔵されている。 また、 クロスへッド 9の支持ピン 1 0にはオイル 供給の通路穴 1 0 aが設けられている。
オイル供給装置 3は、 バルブ機構 2への圧油を供給するポンプ 1 3と、 ポンプ 1 3からの受油を切換える切換手段である電磁弁 1 4より構成され、 ポンプ 1 3 と電磁弁 1 4とは配管 1 5で、 電磁弁 1 4とクロスへッ ド 9の支持ピン 1 0とは 配管 1 6で接続されている。
燃料噴射装置 4は、 燃料噴射ポンプ 1 7とガバナ 1 8及びァクチユエ一夕 1 9 で構成され、 ガバナ 1 8のレバー 1 8 aとァクチユエ一夕 1 9のレバー 1 9 aと がロッド 2 0で接続されている。
コントローラ 5と電磁弁 1 4とは、 配線 2 1で接铳され、 コントローラ 5とァ クチユエ一夕 1 9とは、 配線 2 2とで接続されている。
始動及び停止用の操作レバ— 2 3には、 位置の信号を検出するポテンショメー タ 2 3 aが設けられ、 このポテンショメータ 2 3 aはコントローラ 5と配線 2 4 で接続されている。
次に、 油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2の構成を図 2の拡大断面図により説明 する。
油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2は、 クロスへッド 9の端部に位置し、 且つク ロスへッド 9と吸気弁 1 1との間に介装されている。 この油圧式吸気弁作動角可 変装置 1 2は、 排出孔 2 5を備えたピストン室 2 6と、 このピストン室 2 6に枢 蜜に挿入されたピストン 2 7 と、 このピストン 2 7を吸気弁 1 1に押圧するバネ 2 8と、 このピストン 2 7に挿入されてパネ 2 8を支持するバネ受け 2 9と、 こ のバネ受け 2 9に当接するボ一ノレ状の逆止弁 3 0と、 このピストン 2 7の内方に 枢蜜に挿入されたプランジャ 3 1より構成されている。 このプランジャ 3 1とピ ストン 2 7とで、 高圧室 3 3が形成されている。
このプランジャ 3 1の上方にはリザーバ室 3 2が形成され、 その下方中心部に は逆止弁 3 0と当接するテ一パ部 3 1 aが形成され、 これらリザーバ室 3 2とテ ーパ部 3 1 aを連通する通路穴 3 1 bが設けられている。
クロスへッド 9には、 オイル供給用の通路穴 3 5及び通路穴 3 6が設けられ、 これらの外部への開口部はプラグ 3 5 a、 3 6 aでそれぞれ塞がれている。 かかる構成において、 油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2の作動を説明する。 油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2は、 圧油の O N、 O F Fにより吸気弁 1 1の リフト量を高速時と始動時の 2段階に制御し、 吸気弁 1 1の作動角を可変にして いる。 吸気弁 1 1のリフト量と作動角との関係は、 図 4に示すように縦軸を吸気 弁 1 1のリフト量 （議） 、 横軸をクランク角 （° ) とすると、 実線 Aが高速時の バルブリフ卜の作動線図を示し、 点線 Bが始動時のバルブリフ卜の作動線図を示 している。 高速時のバルブリフトの作動線図 Aはクランク角の上死点前 , ° で 吸気弁 1 1が開き始め、 最大リフト量は h, mmで、 下死点後^ , ° で閉じ、 作動 角は 7 , になる。 また、 始動時のバルブリフトの作動線図 Bはクランク角の上死 点後 α 2 。 で吸気弁 1 1が開き始め、 最大リフト量は h2 mmで、 下死点後 ^ 2 ° で閉じ、 作動角はァ 2 になる。 このようにして、 高速時にはバルブ機構 2のリフ ト量を大きくして、 その作動角 を大きくし、 始動時にはバルブ機構 2のリフ ト量を小 （高速時より L = h i -h2 だけ小） さくして、 その作動角 y 2 を小さく し、 高速時と始動時の吸気弁 1 1の作動角を可変にしている。 詳しくは、 ( 1 ) 始動時には油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2への圧油の供給を停止して、 吸気弁 1 1のリフト量 h2 を小さくし、 その作動角ァ 2 を小さくしている。 すな わち、 油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2の高圧室 3 3を空の状態とし、 カム軸 6 から、 カムフォロワ 6 a、 プシュ口ッ ド 7、 口ッカーアーム 8、 クロスへッ ド 9 、 を介して、 プランジャ 3 1の下方端部 3 1 cがピストン 2 7の内方端底部 2 7 aを押力し、 バネ 2 8の付勢力によりストローク Lを密着し、 吸気弁 1 1をリフ トさせている。 ストローク Lの分だけ、 吸気弁 1 1のリフト量 h2 が小さく、 そ の作動角 7 2 も小さい。
( 2 ) 高速時には油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2への圧油を供給して、 吸気弁 1 1のリフト量 h, を大きくし、 その作動角ァ， を大きくしている。 すなわち、 油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2への圧油は、 電磁弁 1 4を O Nの状態で、 ボン ブ 1 3から配管 1 5、 電磁弁 1 4、 配管 1 6、 クロスへッドの支持ピン油路 1 0 a、 クロスヘッド 9の各通路穴 3 5， 3 6、 リザ一バ室 3 2を経て高圧室 3 3に 供給、 充填される。 この時、 高圧室 3 3は剛体に極めて近い状態になるため、 吸 気弁 1 1の作動は高リフト h , になる。 ロッカーアーム 8の押力による吸気弁 1
1の開時に、 ピストン 2 7の隙間 2 7 bより微量のオイルがリークする力く、 吸気 弁 1 1の閉時にはパネ 2 8の付勢力により負圧化した高圧室 3 3とリザーバ室 3 2との圧力差により逆止弁 3 0力《開いて、 高圧室 3 3に圧油が補充、 充塡される o
停止時には後述する制御方法により、 所定時間エンジンをローアイドル運転し て、 高圧室 3 3の圧油を意図的にリークさせて 「空」 の状態にし、 再始動に備え 。
また、 プランジャ 3 1の下方端部 3 1 じと、 ピストン 2 7の内方端底部 2 7 a とを密着させた作動時には、 ピストン 2 7が所定量上がった時に排出孔 2 5を塞 いで、 空気溜まり 2 6 aができ、 これがエアクッションの作用をする。 このエア クッション作用により、 着座衝撃を吸収緩和して、 衝撃音の低減と耐久性の向上 を図っている。
さらに、 付帯機能として油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2は、 バルブクリァラ ンスを常に 「0」 に保ち続けるラッシュアジヤス夕の機能を有している。 次に、 本制御方法を図 1と図 3により説明する。 なお、 図 3の縦軸は作動項目 を、 横軸は時間を示している。
( 1 ) 先ず始動では、 操作レバー 2 3を始動位置 に操作する。 このとき、 位 置の信号を検出するポテンショメータ 2 3 a力、ら、 信号が配線 2 4を経由してコ ントロ一ラ 5に入力される。 コントローラ 5から指令信号力 配線 2 2を経由し てァクチユエ一夕 1 9にに入力される。 そうすると、 ァクチユエ一夕 1 9のレノく 一 1 9 aが停止の状態からローアイドルの位置に作動し、 ロッド 2 0とガバナ 1 8のレバ一 1 8 aを介してガバナ 1 8を口一アイドルの位置に作動する。
( 2 ) 図示しない始動スィッチを O Nにし、 エンジンを始動してローアイドル運 転を開始する。 すなわち、 図 3の時間 T。 の状態になる。 口一アイドル運転開始 と同時に、 コントローラ 5の暖気タイマが O Nに作動し、 油路の電磁弁 1 4は 0 F Fの状態にある。 従って、 油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2への圧油の供給は 停止されており、 吸気弁 1 1のリフト量 h2 は小さく、 その作動角ァ 2 も小さい
( 3 ) ローアイドル運転にて所定時間 T , 経過後に、 コントローラ 5のタイマが 作動して油路の電磁弁 1 4は O Nになり、 油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2へ圧 油を供給して、 吸気弁 1 1のリフト量 h , を大きくし、 その作動角ァ， を大きく する。
( 4 ) さらに、 口一アイドル運転にて所定時間 T 2 経過後、 コントローラ 5のタ イマが作動し、 自動的にエンジンが高速になる。 すなわち、 コントローラ 5から 指令信号が配線 2 2を経由してァクチユエ一タ 1 9に入力される。 ァクチユエ一 タ 1 9のレバ一 1 9 aがローアイドルの位置から高速の位置に作動し、 ロッド 2 0、 レバー 1 8 aを介してガバナ 1 8力高速の位置に作動する。 その後、 発電機 及びコ一ジェネレーションシステム （温水、 電気併給装置） に外部から負荷がか かり、 エンジンは定格負荷運転される。 なお、 エンジンに図示しない水温センサ を設け、 T 2 時点で水温が所定温度以上になったら、 この水温センサからの信号 によりエンジンを高速にする指令信号を出力する構成にしてもよい。
( 5 ) 停止は、 Τ 3 時点で操作レバー 2 3を停止の位置 S 2 に操作する。 このと き、 位置の信号を検出するボテンショメータ 2 3 aから信号が、 配線 2 4を経由 してコントローラ 5に入力される。 コントローラ 5から一方の信号が配線 2 2を 経由してァクチユエ一夕 1 9に信号が入力される。 ァクチユエ一夕 1 9のレバー 1 9 aが高速の状態からローアイドルの位置に作動し、 ロット 2 0、 ガバナ 1 8 のレバー 1 8 aを介してガバナ 1 8がローアイドルの位置で作動する。 また、 コ ントローラ 5から他方の信号力《配線 2 1を経由して油路の電磁弁 1 4を O Nから O F Fに切換える。 これにより、 油圧式吸気弁作動角可変装置 1 2への圧油の供 給は停止されるので、 吸気弁 1 1のリフト量 h2 小さく、 その作動角 y 2 も小さ くなる。 この状態でローアイドルで運転される。 また、 T 3 時点ではコントロー ラ 5の停止タイマが O Nになり作動する。
( 6 ) 停止タイマが作動後、 所定時間ローアイドル運転した T 4 時点で、 コント ローラ 5から指令信号力《配線 2 2を経由してァクチユエ一夕 1 9に入力される。 そこで、 ァクチユエ一夕 1 9のレバー 1 9 aがローアイドルの運転状態から停止 位置に作動し、 ロッド 2 0、 ガバナ 1 8のレバー 1 8 aを介してガバナ 1 8が停 止位置に作動し、 燃料が O F Fされてエンジンが停止される。 その後 T 5 時点で 停止タイマが O F Fになる。
かかる制御方法により、 始動時には吸気弁 1 1の作動角ァ 2 を小さくすること で有効圧縮比が上り、 高速時には吸気弁 1 1の作動角 7 , を大きくすることで有 効圧縮比が下る。 始動時と高速時の 2段階制御が可能となり、 吸気弁 1 1の作動 角及び有効圧縮比が可変となる。 本発明によれば、 始動時と高速時の 2段階制御することで制御装置の構造が簡 素化されると共に、 始動時に高出力ェンジンで問題となる始動不良が解消され、 始動直後に排出される通常強い刺激臭を伴う白煙の問題も解消される。 また、 高 速時には高出力化による筒内圧力が抑制され、 燃焼温度低下による N Ox 等排出 ガス特性が改善され、 圧縮圧力が小さくなつて損失馬力が低減し、 燃料消費率が 改善される。 その結果、 ディーゼルエンジン駆動の発電機及びコージヱネレーシ ヨンシステム （温水、 電気併給装置） 用の常時一定の回転速度で運転されるェン ジンの性能が改善される。 産業上の利用可能性
本発明は、 ディーゼルエンジン駆動の発電機及びコ一ジヱネレーションシステ ム （温水、 電気併給装置） 用のエンジン性能を改善する。 即ち、 始動時と高速時 の 2段階制御することで制御装置の構造が簡素化されると共に、 始動時に高出力 ェンジンで問題となる始動不良が解消され、 始動直後に排出される通常強い刺激 臭を伴う白煙の問題も解消される。 高速時には高出力化による筒内圧力力抑制さ れ、 燃焼温度低下による Ν Ο χ 等排出ガス特性が改善され、 圧縮圧力が小さくな つて損失馬力が低減し、 燃料消費率が改善される。 力、かるエンジンのバルブ機構 の制御方法および制御装置として有用である。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . エンジンの動弁系のバルブとバルブ作動用のカムとの間にバルブリフ 卜量を 可変とする油圧機構を有するエンジンのバルブ機構の制御方法において、 前記ェンジンの始動時には油圧式吸気弁作動角可変装置（12)への圧油の供給を 停止し、 この油圧式吸気弁作動角可変装置の吸気弁 (11)のリフト量を小さくして この吸気弁の作動角を小さく し、
前記ェンジンの高速時には油圧式吸気弁作動角可変装置 (12)への圧油を供給し
、 この油圧式吸気弁作動角可変装置の吸気弁（11)のリフト量を大きくしてこの吸 気弁の作動角を大きくし、
前記エンジンの停止時には油圧式吸気弁作動角可変装置（12)への圧油を停止す ると共に、 エンジンを所定時間ローアイドル運転し、 この油圧式吸気弁作動角可 変装置の吸気弁 (11)のリフト量を小さくしてこの吸気弁の作動角を小さくするこ とを特徵とするェンジンのバルブ機構の制御方法。
2. エンジンの動弁系のバルブとバルブ作動用のカムとの間にバルブリフト童を 可変とする油圧機構を有するエンジンのバルブ機構の制御装置において、 前記バルブ機構 (2) の吸気弁 (11)とクロスへッ ド (9) との間に配設された油圧 式吸気弁作動角可変装置（12)と、 この油圧式吸気弁作動角可変装置への圧油を供 給するポンプ（13)と、 このポンプからの圧油を切換える切換手段 (14)と、 前記ェ ンジンの始動時及び停止時にはこの切換手段を 0 F Fにし、 前記ェンジンの高速 時にはこの切換手段を 0 Nにするような指令信号を出力するコントローラ（5) と からなることを特徴とするェンジンのバルブ機構の制御装置。
3. 前記エンジンの停止時に、 エンジンを所定時間ローアイドル運転させるよう な指令信号を出力するコントローラ（5) 力、らなることを特徴とする請求の範囲 2 記載のェンジンのバルブ機構の制御装置。
4 . 前記油圧式吸気弁作動角可変装置（12)は前記クロスへッ ド (9) の T字状の両 端部に設けられ、 排出孔 (25)を有するピストン室 (26)と、 このピストン室に枢密 に挿入されたピストン（27)と、 このピストンを前記吸気弁（ 11 )に押圧するパネ（2 8)と、 前記ピストン室 (26)に挿入され、 このバネを支持するパネ受け（29)と、 こ のパネ受けに当接するボール状の逆止弁 (30)と、 このピストンの内方に枢密に挿 入され、 且つ中心部の通路穴（31b) およびその下方にテーパ部 （31a)を有するプ ランジャ（31)とからなることを特徴とする請求の範囲 2または 3記載のェンジン のバルブ機構の制御装置。
5 . 前記ピストン室 (26)の排出孔 (25)は、 前記ピストン (27)力《所定量上昇した時 に塞がり、 このビストンの上方にはエアクッシヨンの作用をする空気溜まり（26a ) を形成することを特徴とする請求の範囲 4記載のェンジンのバルブ機構の制御 装置。
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