JP4831839B2 - Engine valve actuator and internal combustion engine - Google Patents
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Description
本発明は、内燃機関の吸気弁、排気弁を、高速かつ正確に駆動するためのエンジンバルブアクチュエータ及び内燃機関に関する。 The present invention relates to an engine valve actuator and an internal combustion engine for driving an intake valve and an exhaust valve of an internal combustion engine at high speed and accurately.
従来、内燃機関の制御の自由度を高めるため、アクチュエータ及び油圧サーボ弁等を用いて吸気弁、排気弁を制御する油圧式弁駆動装置が用いられている。
例えば、弁を開動作(リフト)のみをアクチュエータにて行う、油圧式弁駆動装置が提案されている(例えば、特許文献1、2。)。
また、弁を開動作(リフト)及び閉動作をアクチュエータにて行う、油圧式弁駆動装置も提案されている(例えば、特許文献3。)。
Conventionally, in order to increase the degree of freedom of control of an internal combustion engine, a hydraulic valve drive device that controls an intake valve and an exhaust valve using an actuator, a hydraulic servo valve, and the like has been used.
For example, there has been proposed a hydraulic valve driving device that performs only a valve opening operation (lift) with an actuator (for example,
There has also been proposed a hydraulic valve drive device that opens (lifts) and closes a valve with an actuator (for example, Patent Document 3).
上記の各特許文献に開示された油圧サーボ弁等を用いて吸気弁、排気弁を制御する油圧式弁駆動装置において、制御精度を高めるためには、変位計にてアクチュエータのピストンの位置を検出し、その検出値に基づきフィードバック制御をする必要がある。
しかしながら、特許文献1〜3には変位計については何等記載されていない。
そして、特許文献1に開示されたものでは、変位計を設けることが困難であるという問題がある。
In the hydraulic valve drive device that controls the intake and exhaust valves using the hydraulic servo valves disclosed in each of the above patent documents, the position of the piston of the actuator is detected by a displacement meter in order to increase control accuracy. However, it is necessary to perform feedback control based on the detected value.
However,
And in what was disclosed by
また、特許文献2、3に開示された両ロッド式のものでは、吸気弁、排気弁と反対側に突出したピストンロッドに変位計を設けることが可能である。
しかしながら、両ロッド式のものでは、変位計も含めたアクチュエータ全体の寸法(特に長さ)が増加するという問題がある。
更に、吸気弁、排気弁と反対側(外部)に油が洩れることは許されないが(吸気弁、排気弁側への作動油の若干の漏洩は許容される)、両ロッド式のものでは、構造上、吸気弁、排気弁と反対側のピストンロッドを完璧にシールすることができないという問題がある。
In the double rod type disclosed in
However, the double rod type has a problem that the dimensions (particularly the length) of the entire actuator including the displacement meter increase.
Furthermore, oil is not allowed to leak to the opposite side (outside) of the intake valve and exhaust valve (although slight leakage of hydraulic oil to the intake valve and exhaust valve side is allowed), Due to the structure, there is a problem that the piston rod on the side opposite to the intake valve and the exhaust valve cannot be completely sealed.
また、特許文献3に記載のものでは、開動作(リフト)、閉動作とも油圧エネルギーを消費するが、エネルギー効率が悪いという問題がある。 Moreover, in the thing of patent document 3, although opening operation | movement (lift) and closing operation | movement consume hydraulic energy, there exists a problem that energy efficiency is bad.
本発明は、アクチュエータによる開動作(リフト)、閉動作時の油圧エネルギー効率が良く、且つ、吸気弁、排気弁の制御精度が高く、作動油が外部に漏れることがなく、更には、変位計を容易に取り付けることができる、エンジンバルブアクチュエータ及び内燃機関を提供することを目的とする。 The present invention has good hydraulic energy efficiency at the time of opening (lift) and closing by an actuator, high control accuracy of the intake valve and exhaust valve, hydraulic oil does not leak to the outside, and a displacement meter An engine valve actuator and an internal combustion engine are provided.
本発明は上記従来の課題を解決するためになされたもので、特許請求の範囲に記載された各発明は、エンジンバルブアクチュエータとして、それぞれ以下に述べる各手段を採用したものである。 The present invention has been made to solve the above-described conventional problems, and each invention described in the claims employs each means described below as an engine valve actuator.
(1)第1の手段のエンジンバルブアクチュエータは、
内燃機関のエンジンバルブを駆動するエンジンバルブアクチュエータにおいて、
前記エンジンバルブ側にロッド貫通穴が穿設された弁駆動シリンダと、
前記ロッド貫通穴に挿通された弁ロッドと、
前記弁ロッドの一端に取り付けられた弁駆動ピストンと、
前記弁駆動シリンダの側面に隣接して取り付けられた3方切替制御弁と、
前記弁駆動ピストンの上面側の弁駆動シリンダ上室と前記3方切替制御弁とを接続する開弁用油圧通路と、
油圧ポンプからの作動油を前記3方切替制御弁に供給する油圧供給通路とを備え、
前記弁駆動ピストンの下面側の弁駆動シリンダ下室を前記油圧供給通路に接続したことを特徴とする。
(1) The engine valve actuator of the first means is
In an engine valve actuator that drives an engine valve of an internal combustion engine,
A valve drive cylinder having a rod through hole drilled on the engine valve side;
A valve rod inserted through the rod through hole;
A valve drive piston attached to one end of the valve rod;
A three-way switching control valve mounted adjacent to the side of the valve drive cylinder;
A valve opening hydraulic passage connecting the valve drive cylinder upper chamber on the upper surface side of the valve drive piston and the three-way switching control valve;
A hydraulic supply passage for supplying hydraulic oil from a hydraulic pump to the three-way switching control valve;
The valve drive cylinder lower chamber on the lower surface side of the valve drive piston is connected to the hydraulic pressure supply passage.
(2)第2の手段は、第1の手段のエンジンバルブアクチュエータにおいて、
前記弁駆動ピストンの上面中央に穿設されたピストン中央凹部と、
前記ピストン中央凹部の内側面に取り付けられたターゲットと、
前記弁駆動シリンダの上部蓋から前記ターゲットと対峙するように挿入された変位計とを備えたことを特徴とする。
(2) The second means is the engine valve actuator of the first means,
A piston central recess formed in the center of the upper surface of the valve drive piston;
A target attached to an inner surface of the piston central recess;
A displacement meter inserted from the upper lid of the valve drive cylinder so as to face the target is provided.
(3)第3の手段は、第1又は2の手段のエンジンバルブアクチュエータにおいて、
前記3方切替制御弁は、
マニホルドブロック内に固定されたスリーブ内を滑動するスプールを有し、
前記スプールの外周面に形成されたスプール孔連通室51への作動油の量を制御する孔は、先端側の周方向の幅が後端側の周方向の幅より小さく形成されていることを特徴とする。
(3) The third means is the engine valve actuator of the first or second means,
The three-way switching control valve is
A spool that slides within a sleeve secured within the manifold block;
The hole for controlling the amount of hydraulic oil to the spool
(4)第4の手段の内燃機関は、
シリンダブロックと、
前記シリンダブロック内を上下動する燃焼用ピストンと、
排気弁及び給気弁と、
前記排気弁及び前記給気弁を各々駆動する第1乃至3のいずれかの手段に記載のエンジンバルブアクチュエータとを備えたことを特徴とする。
(4) The internal combustion engine of the fourth means is
A cylinder block;
A combustion piston that moves up and down in the cylinder block;
An exhaust valve and an intake valve;
The engine valve actuator according to any one of the first to third means for driving the exhaust valve and the air supply valve, respectively.
特許請求の範囲に記載の各請求項に係る発明は、上記の各手段を採用しており、油圧ポンプからの供給エネルギーを小さくできるとともに、押した場合のエネルギーの一部を回収できる。
また、変位計を弁駆動シリンダ内に納めているので、排気弁及び給気弁側と反対側にロッドを突き出す必要がなく、従来の両ロッドシリンダ式のものに比べて、弁駆動装置全体の寸法を小さくすることができるとともに、摺動シールが不要となる。
The invention according to each claim described in the claims employs each of the above-described means, and can reduce the energy supplied from the hydraulic pump and recover a part of the energy when pressed.
In addition, since the displacement meter is housed in the valve drive cylinder, there is no need to protrude the rod on the side opposite to the exhaust valve and the supply valve side, and the overall valve drive device is compared to the conventional double rod cylinder type. The dimensions can be reduced and a sliding seal is not required.
以下、図1、図2に基づいて本発明の実施の形態に係るエンジンバルブアクチュエータを説明する。
図1は、本発明の第1の実施形態に係るエンジンバルブアクチュエータの概要図、図2は、図1における片ロッドシリンダの詳細模式図である。
Hereinafter, an engine valve actuator according to an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 and 2.
FIG. 1 is a schematic diagram of an engine valve actuator according to a first embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a detailed schematic diagram of a single rod cylinder in FIG.
図1に示すように、本発明の実施の形態に係るエンジンバルブアクチュエータは、内燃機関1のシリンダブロック2内での燃焼用ピストン3の上下動に伴い、エンジンバルブとしての排気弁4a及び給気弁4bを駆動するものである。
排気弁4a、給気弁4bは、各々、弁ロッド5の下端に固定されており、弁ロッド5に設けられたバルブスプリング6により閉弁方向に付勢されている。
As shown in FIG. 1, an engine valve actuator according to an embodiment of the present invention includes an
Each of the
各弁ロッド5の先端部には、弁駆動装置10が設けられている。
弁駆動装置10は、弁駆動シリンダ11と、弁駆動シリンダ11内に移動可能に収納された弁駆動ピストン12と、弁駆動ピストン12を駆動するためのサーボ弁13と、弁駆動ピストン12の位置を計測する変位計15、及び弁駆動シリンダ11上部蓋を兼ねた変位計取付台14等を備えている。
A
The
<弁駆動装置の構成>
次に、図2に基づき、各弁駆動装置10の詳細な構成につき説明する。
図2に示すように、弁駆動シリンダ11内には、上下に移動可能な弁駆動ピストン12が収納されている。
弁駆動シリンダ11の下部中央には、ロッド貫通穴18が穿設され、このロッド貫通穴18に弁ロッド5が上下動自在に液密に挿入されている。
ロッド貫通穴18を貫通した弁ロッド5の先端は、弁駆動ピストン12の下面に接続されている。
<Configuration of valve drive device>
Next, a detailed configuration of each
As shown in FIG. 2, a
A rod through
The tip of the
弁駆動シリンダ11下部内面と弁駆動ピストン12の下面との間の空間が、弁駆動シリンダ下室11bとなっている。
このとき、弁駆動ピストン12の横断面積から弁ロッド5の横断面積を除したものが、ピストン下面面積A2となっている。
A space between the lower inner surface of the
At this time, the piston lower surface area A2 is obtained by dividing the cross sectional area of the
弁駆動ピストン12の上面には、ピストン中央凹部17が形成されている。
このとき、弁駆動ピストン12の上面周囲及びピストン中央凹部17の底部と、弁駆動シリンダ11上部蓋を兼ねた変位計取付台14の下面との間の空間が、弁駆動シリンダ上室11aとなっている。
このピストン中央凹部17の側面には、弁駆動ピストン12の位置を計測するためのターゲット16が、弁駆動ピストン12の移動方向に数条取り付けられている。
A piston
At this time, the space between the periphery of the upper surface of the
弁駆動シリンダ11の上部には、弁駆動シリンダ11上部蓋を兼ねた変位計取付台14が液密に取り付けられている。
変位計取付台14の中央には、変位計挿入孔19が穿設されている。
変位計15は、変位計取付台14に取り付けられている。
この変位計15の先端は、変位計挿入孔19に挿入され、弁駆動ピストン12のピストン中央凹部17の内部に延在し、ターゲット16と対峙するようになっている。
そして、変位計15によりターゲット16の位置を測定することにより、弁駆動ピストン12の位置を計測するようになっている。
A displacement
A displacement
The
The distal end of the
The position of the
このとき、ピストン中央凹部17の側部内面と変位計15の外周囲との隙間は、駆動油の流れを阻害或いは抑制しないように十分な距離を保っている。
したがって、駆動油圧が作用するピストン上面面積A1は、弁駆動ピストン12のピストン中央凹部17の周囲の面積A1aとピストン中央凹部17の底の面積A1bとを加算したものとなっている。
この場合、ピストン上面面積A1>ピストン下面面積A2となる。
一方、特許文献2のような両ロッドシリンダ式のものでは、ピストン上面面積≒ピストン下面面積となっている。
At this time, the gap between the side inner surface of the piston
Therefore, the piston upper surface area A1 on which the drive hydraulic pressure acts is the sum of the area A1a around the piston
In this case, the piston upper surface area A1> piston lower surface area A2.
On the other hand, in the double rod cylinder type as in
<サーボ弁の構成>
弁駆動シリンダ11の外部側面には、サーボ弁13が隣接して取り付けられている。
なお、図2では、3方切替制御弁22を模式的に図示しているが、実際は周知のようにスプール、油路、電磁コイル等により構成されている。
<Configuration of servo valve>
A
In FIG. 2, the three-way
3方切替制御弁22の出口は、開弁用油圧通路20を介して弁駆動シリンダ上室11aに接続されている。
3方切替制御弁22の入口の一方は、油圧供給通路21を介して弁駆動シリンダ下室11bに接続されている。
また、油圧ポンプ24は、給油配管23を介して油圧供給通路21に接続されている。
また、3方切替制御弁22の入口の他方は、排油配管25が接続されている。
The outlet of the three-way
One of the inlets of the three-way
The
Further, an
弁駆動装置10は上記のごとく構成されており、弁ロッド5を押し出し時には、3方切替制御弁22をBポート側に切替えることにより、油圧ポンプ24からの作動油は、給油配管23、油圧供給通路21、3方切替制御弁22、開弁用油圧通路20介して弁駆動シリンダ上室11aに供給される。
このとき、油圧供給通路21は弁駆動シリンダ下室11bにも通じており、弁駆動シリンダ下室11bから流れ出た作動油も、油圧供給通路21、3方切替制御弁22、開弁用油圧通路20介して弁駆動シリンダ上室11aに供給される。
The
At this time, the hydraulic
逆に、弁ロッド5を押し出す場合引き時には、3方切替制御弁22をAポート側に切替えることにより、油圧ポンプ24からの作動油は、給油配管23、油圧供給通路21を介して(3方切替制御弁22を介すことなく)弁駆動シリンダ下室11bに供給される。
また、弁駆動シリンダ上室11aから流れ出た作動油は、開弁用油圧通路20、3方切替制御弁22、排油配管25を介して外部に排出される。
Conversely, when the
The hydraulic fluid that has flowed out of the valve drive cylinder
<作動原理の説明>
本発明の実施の形態に係る片ロッドシリンダ式のエンジンバルブアクチュエータの作動原理につき、特許文献2に記載のような両ロッドシリンダと対比しながら、どちらが大きなパワーを発揮できるか、同じ推力を同じ速度で発生させた場合、どちらの供給エネルギーが大きいかにつき説明する。
<Description of operating principle>
The operating principle of the single-rod cylinder type engine valve actuator according to the embodiment of the present invention is as follows. If it is generated in the above, it will be explained which supply energy is larger.
一般的にサーボ弁の流量特性は、次の式1のようになっている。
Q=Qo√(ΔP/Po) (1)
なお、
Po:基準圧力、
Qo:基準流量、
ΔP:3方切替制御弁を通過したことにより降下した圧力、
Q:圧力ΔPのときの流量、である。
In general, the flow rate characteristic of a servo valve is expressed by the following equation (1).
Q = Qo√ (ΔP / Po) (1)
In addition,
Po: Reference pressure,
Qo: reference flow rate,
ΔP: pressure dropped due to passing through the three-way switching control valve,
Q: Flow rate at pressure ΔP.
押し時においては、各圧力、流量は、次に式2、式3のようになる。
Q1=Qo√{(Ps−Pl)/Po} (2)
V=Q1/A1=Qo/A1・√(1/Po)・√(Ps−P1) (3)
なお、
Q1:シリンダ上室流入油量(押し出し時)、
Ps:油圧ポンプ吐出圧力、
Pl:シリンダ上室内圧力(押し出し時)、
Q1:シリンダ上室流入油量(押し出し時)、
A1:ピストン上面面積、
V:ピストン移動速度、である。
At the time of pushing, the respective pressures and flow rates are as shown in the following
Q1 = Qo√ {(Ps−Pl) / Po} (2)
V = Q1 / A1 = Qo / A1 · √ (1 / Po) · √ (Ps−P1) (3)
In addition,
Q1: Cylinder upper chamber inflow oil amount (at the time of extrusion),
Ps: hydraulic pump discharge pressure,
Pl: Cylinder upper chamber pressure (when pushing),
Q1: Cylinder upper chamber inflow oil amount (at the time of extrusion),
A1: Piston upper surface area,
V: piston moving speed.
ピストン移動速度Vを計算する上で、3方切替制御弁22により圧力が降下するため、シリンダ上室内圧力P1は未知数である。
しかしながら、弁駆動シリンダ下室11bは、油圧ポンプ24に直結(3方切替制御弁22を介していない)しているため、外力Fが作用しているとき、F=P1・A1−P2・A2=P1・A1−Ps・A2となる。
したがって、次の式4により、シリンダ上室内圧力P1が得られる。
P1=(F+Ps・A2)/A1 (4)
なお、
F:外力、
A2:ピストン下面面積(引き時のピストン面積)、である。
In calculating the piston moving speed V, since the pressure drops by the three-way
However, since the valve drive cylinder
Therefore, the cylinder upper chamber pressure P1 is obtained by the following equation (4).
P1 = (F + Ps · A2) / A1 (4)
In addition,
F: External force
A2: Piston lower surface area (piston area during pulling).
一方、特許文献2に記載のような両ロッドシリンダ式のものでは、
ピストン上面面積A1=ピストン下面面積A2であるため、
F=A1(P1−P2) (5)
となる。
また、両ロッドシリンダにサーボ弁を使用した場合、シリンダ上室に入る作動油量とシリンダ下室から出る作動油量は同じであるから、式6〜式8により、シリンダ上室内圧力Pl(押し出し時)は式9のようになる。
Ps−P1=P2−0 (6)
P2=Ps−P1 (7)
F=A1(2・P1−Ps) (8)
P1=1/2・(F/A1+Ps) (9)
なお、P2:シリンダ下室内圧力(押し出し時)である。
On the other hand, in the double rod cylinder type as described in
Since piston upper surface area A1 = piston lower surface area A2,
F = A1 (P1-P2) (5)
It becomes.
Also, when servo valves are used for both rod cylinders, the amount of hydraulic oil entering the cylinder upper chamber and the amount of hydraulic oil exiting from the cylinder lower chamber are the same. ) Is as shown in Equation 9.
Ps-P1 = P2-0 (6)
P2 = Ps−P1 (7)
F = A1 (2 · P1-Ps) (8)
P1 = 1/2 · (F / A1 + Ps) (9)
Note that P2 is the cylinder lower chamber pressure (at the time of extrusion).
これに対し、本発明の実施の形態に係る片ロッドシリンダ式のものでは、α=A2/A1とすると、式4より、シリンダ上室内圧力P1は、次式10のようになる。
P1=F/A1+Ps・α (10)
On the other hand, in the single rod cylinder type according to the embodiment of the present invention, when α = A2 / A1, the cylinder upper chamber pressure P1 is expressed by the following
P1 = F / A1 + Ps · α (10)
片ロッドシリンダ式のもの、両ロッドシリンダ式のものも、押し出し時の速度は式3より、シリンダ上室内圧力P1で決まる。
そこで、片ロッドシリンダ式のものと両ロッドシリンダ式のものもとで同じ負荷条件で、同じシリンダ上室内圧力P1にすることができるかにつき検討する。
In the single rod cylinder type and the double rod cylinder type, the speed at the time of extrusion is determined by the cylinder upper chamber pressure P1 from Equation 3.
Therefore, it will be examined whether the same cylinder upper chamber pressure P1 can be obtained under the same load condition in the single rod cylinder type and the double rod cylinder type.
式9=式10とおくと、次のようになる。
F/A1+Ps・α=1/2・F/A1+1/2・Ps
α=1/Ps(1/2・Ps−1/2・F/A1)
=1/(2・Ps)・(Ps−F/A1) (11)
もし、慣性負荷のように最大速度時にFが0となれば、α=1/2で片ロッドシリンダ式のものと両ロッドシリンダ式のものもとは同じになる。
If Equation 9 =
F / A1 + Ps · α = 1/2 · F /
α = 1 / Ps (1/2 · Ps−1 / 2 · F / A1)
= 1 / (2 · Ps) · (Ps−F / A1) (11)
If F becomes 0 at the maximum speed as in the case of inertia load, α = 1/2 and the one of the single rod cylinder type and the double rod cylinder type are the same.
式11により、外力F/ピストン上面面積A1の値に応じてαを決めれば、片ロッドシリンダ式のものと両ロッドシリンダ式のものでは、同じサーボ弁、同じ押し側面積のシリンダを使って同じ性能(=負荷が作用した場合の速度が同じ)を得ることができる。
更にαを小さくできれば、片ロッドシリンダ式のものの方が速度を速くすることができ、効率的となる。
If α is determined according to the value of external force F / piston upper surface area A1 according to
If α can be further reduced, the single rod cylinder type can increase the speed and is efficient.
なお、油圧ポンプ吐出圧力Ps=外力F/ピストン上面面積A1ではα=0となるが、両ロッドシリンダ式のものでも式10より、シリンダ上室内圧力P1=油圧ポンプ吐出圧力Psとなり、式3よりピストン移動速度V=0であるため、シリンダとして機能しない。
It should be noted that α = 0 when the hydraulic pump discharge pressure Ps = external force F / piston upper surface area A1, but even in the double rod cylinder type, the cylinder upper chamber pressure P1 = hydraulic pump discharge pressure Ps from
引き時においては、シリンダ速度Vは、次式12のようになり、
V=Qo/A1・√(1/Po)・√P1 (12)
シリンダ上室内圧力P1が大きいほうが速度は大きくすることができる。
この場合、α=A2/A1を、式11により選べば同じ性能となる。
At the time of pulling, the cylinder speed V is expressed by the following
V = Qo / A1 · √ (1 / Po) · √P1 (12)
The speed can be increased as the cylinder upper chamber pressure P1 is increased.
In this case, if α = A2 / A1 is selected according to
尚、本発明の実施の形態に係る片ロッドシリンダ式のものでは、燃焼用ピストン3を駆動するためのポンプ吐出量Qpは、図2から明らかなように、押し時の弁駆動シリンダ下室11bからの排出側の油を、油圧供給通路21即ち油圧ポンプ24の吐出口に戻しており、両ロッドシリンダ式のものより小さくなる。
引き時は、片ロッドシリンダのものではピストン下面面積A2<ピストン上面面積A1であり、必要ポンプ吐出量Qpが小さいのは明らかである。
In the single rod cylinder type according to the embodiment of the present invention, the pump discharge amount Qp for driving the combustion piston 3 is, as is apparent from FIG. 2, the valve drive cylinder
At the time of pulling, in the case of a single rod cylinder, the piston lower surface area A2 <piston upper surface area A1, and it is clear that the required pump discharge amount Qp is small.
<3方切替制御弁の構造>
次に、図3〜図5に基づいて本発明の実施の形態に係るエンジンバルブアクチュエータに採用する3方切替制御弁22の構造につき説明する。
図3は、図2における3方切替制御弁の縦端面図及びスリーブの平面図である。
なお、図3中の上半部(a)は、3方切替制御弁の縦端面図であり、下半部(b)は、スリーブの平面図である。
<Structure of three-way switching control valve>
Next, the structure of the three-way
3 is a vertical end view of the three-way switching control valve in FIG. 2 and a plan view of the sleeve.
In addition, the upper half part (a) in FIG. 3 is a vertical end view of the three-way switching control valve, and the lower half part (b) is a plan view of the sleeve.
図4は、図3のA−A断面図である。
図5は、図4のB−B断面図である。
なお、図5(a)は、スリーブの油圧供給孔45及びスリーブの排油孔46の第1の例、図5(b)は第2の例、図5(c)は第3の例、図5(d)は第4の例である。
4 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
5 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
5A is a first example of the sleeve oil
上記のエンジンバルブアクチュエータにおいては、小型の弁駆動装置10を高速で作動させることが必要であり、速度に見合った大容量の3方切替制御弁22を使用する必要がある。
しかしながら、大型の3方切替制御弁22を使用した場合、弁駆動装置10の流量ゲインが高くなるため、全体の制御ゲインを高くとることができない(制御の精度が低くなる)。
制御ゲインを高く取れないと、3方切替制御弁22の製作誤差、電気ノイズ、機械的ノイズ等の外乱を抑制することができず、位置決め制度が低下することになる。
In the engine valve actuator described above, it is necessary to operate the small
However, when the large three-way
If the control gain cannot be increased, disturbances such as manufacturing errors, electrical noise, and mechanical noise of the three-way
そこで、以下に示すように、3方切替制御弁22の容量を決定するスリーブの各孔の形状を、高精度が要求される小開度のときは幅が狭くなるようして流量ゲインを落とし、高速が要求される大開度のときは幅が広くなるようにして流量ゲインを大きくすることで、高精度且つ大容量の3方切替制御弁22を構成する。
Therefore, as shown below, the shape of each hole in the sleeve that determines the capacity of the three-way
図3に示すように、3方切替制御弁22は、筒状のマニホルドブロック(ハウジング)30と、マニホルドブロック30内に液密に固定された筒状のスリーブ40と、スリーブ40内を液密に前後方向に、図示略の電磁コイル等により滑動されるスプール50とにより構成されている。
マニホルドブロック30の一方側(図3の左側)には、図2に図示の油圧供給通路21に接続される油圧供給ポート32が形成されている。
マニホルドブロック30の中央には、開弁用油圧通路20に接続される開弁用油ポート31が形成されている。
マニホルドブロック30の他方側(図3の右側)には、排油配管25に接続される排油ポート33が形成されている。
As shown in FIG. 3, the three-way
A hydraulic
A valve opening
An
スリーブ40の一方側の外周面には、リング状の溝が形成され、この溝とマニホルドブロック30の内周面とでリング状の供給用連通室42が形成されている。
供給用連通室42は、マニホルドブロック30の油圧供給ポート32と連通している。
更に、スリーブ40の一方側の内側には、供給用連通室42と連通する2個の油圧供給孔45が形成されている。
A ring-shaped groove is formed on the outer peripheral surface on one side of the
The
Furthermore, two hydraulic pressure supply holes 45 communicating with the
また、スリーブ40の中央の外周面には、リング状の溝が形成され、この溝とマニホルドブロック30の内周面とでリング状の開弁用連通室41が形成されている。
この開弁用連通室41は、マニホルドブロック30の開弁用油ポート31と連通している。
更に、スリーブ40の中央の内側には、開弁用連通室41と連通する3〜6個の開弁油孔44が形成されている。
A ring-shaped groove is formed on the outer peripheral surface at the center of the
The valve
Further, 3 to 6 valve opening oil holes 44 communicating with the valve opening
また、スリーブ40の他方側の外周面には、リング状の溝が形成され、この溝とマニホルドブロック30の内周面とでリング状の排油用連通室43が形成されている。
この排油用連通室43は、マニホルドブロック30の排油ポート33と連通している。
更に、スリーブ40の他方側の内側には、排油用連通室43に連通する2個の排油孔46が形成されている。
In addition, a ring-shaped groove is formed on the outer peripheral surface of the other side of the
The oil
Further, two oil drain holes 46 communicating with the oil
スプール50の外周面には、リング状の溝が形成され、この溝とスリーブ40の内周面とで、リング状のスプール孔連通室51が形成されている。
A ring-shaped groove is formed on the outer peripheral surface of the
そして、スプール50を一方側に駆動することにより、図2に図示の油圧ポンプ24からの作動油は、油圧供給通路21、油圧供給ポート32、供給用連通室42、油圧供給孔45、スプール孔連通室51、開弁油孔44、開弁用連通室41、開弁用油ポート31、及び開弁用油圧通路20を流れて、図2に図示の弁駆動シリンダ上室11aに供給される。
逆に、スプール50を他方側に駆動することにより、図2に図示の弁駆動シリンダ上室11aから流れ出た作動油は、開弁用油圧通路20、開弁用油ポート31、開弁用連通室41、開弁油孔44、スプール孔連通室51、排油孔46、排油用連通室43、排油ポート33、排油配管25を流れて外部に排出される。
Then, by driving the
On the other hand, when the
次に、図4、図5(a)に基づき、スリーブ40の油圧供給孔45及び排油孔46の形状の第1の例につき詳細に説明する。
3方切替制御弁22を高精度且つ大容量のものとすべく、スリーブ40の油圧供給孔45及び排油孔46を次のような形状にしている。
Next, a first example of the shape of the hydraulic
In order to make the three-way
油圧供給孔45(排油孔46)は、先端側(通油開始端側)の小開度部45a(46a)と、小開度部45a(46a)に連続する漸増開度部45b(46b)と、漸増開度部45b(46b)に連続する大開度部45c(46c)とにより形成されている。
漸増開度部45b(46b)は、図5(a)に図示の例では、周方向の幅が直線状に拡張している。
また、小開度部45a(46a)は、大開度部45c(46c)の周方向の中央に位置している。
また、小開度部45a(46a)、漸増開度部45b(46b)及び大開度部45c(46c)の孔の周方向の両側の側壁は、半径方向ではなく、図4に図示のように、半径方向に並行になっている。
The hydraulic pressure supply hole 45 (oil drain hole 46) includes a
In the example illustrated in FIG. 5A, the gradually increasing
Moreover, the
Further, the side walls on both sides in the circumferential direction of the holes of the
なお、小開度部の周方向の幅LSと大開度部の周方向の幅LLとの前後幅比LL/LSは、作動油の圧力或いは油量により異なるが、前後幅比LL/LS=5〜10の範囲とするのが好ましい。
前後幅比LL/LSが小さ過ぎると、制御の精度が低下し、前後幅比LL/LSが大き過ぎると、作動開始時の容量が小さくなる。
The longitudinal width ratio LL / LS between the circumferential width LS of the small opening portion and the circumferential width LL of the large opening portion varies depending on the pressure or the amount of hydraulic oil, but the longitudinal width ratio LL / LS = A range of 5 to 10 is preferable.
If the front / rear width ratio LL / LS is too small, the control accuracy decreases, and if the front / rear width ratio LL / LS is too large, the capacity at the start of operation decreases.
次に、この油圧供給孔45(排油孔46)の形状の第2〜4の例を、図5(b)、図5(c)、図5(d)に基づき説明する。
図5(b)に図示の油圧供給孔45(排油孔46)の第2の例では、漸増開度部45b(46b)は、直線状ではなく、大開度部45c(46c)に行くに従い開度率が大きくなるように曲線状に形成されている。
Next, second to fourth examples of the shape of the hydraulic pressure supply hole 45 (oil drain hole 46) will be described with reference to FIGS. 5 (b), 5 (c), and 5 (d).
In the second example of the hydraulic pressure supply hole 45 (oil discharge hole 46) shown in FIG. 5B, the gradually increasing
また、図5(c)に図示の第3の例では、小開度部45a(46a)が偏心しており、小開度部45a(46a)の周方向の一方端壁、漸増開度部45b(46b)周方向の一方端壁及び大開度部45c(46c)の周方向の一方端壁が、周方向に一致するように形成されている。
このような形状にすれば、制御開始時において小開度部45a(46a)からスプール孔連通室51内に流入した作動油は、スプール孔連通室51内においてスプール50に正面から衝突することなく周面に沿って流れ込む。
In the third example shown in FIG. 5C, the
With this shape, the hydraulic oil that has flowed into the spool
また、3方切替制御弁22の容量、油圧圧力、3方切替制御弁22により制御される制御対象機器の種類によっては、図5(d)に図示のように、漸増開度部45b(46b)を省略し、小開度部45a(46a)と大開度部45c(46c)とを、直接連続するようにすることも考えられる。
Further, depending on the capacity of the three-way
このように、油圧供給孔45(排油孔46)の先端側の周方向の幅を後端側の周方向の幅より小さくすることより、高精度且つ大容量の3方切替制御弁22を得ることができる。
Thus, by making the circumferential width on the front end side of the hydraulic pressure supply hole 45 (oil drain hole 46) smaller than the circumferential width on the rear end side, the three-way
<その他の実施の形態>
以上、本発明の各実施の形態について説明したが、本発明は上記の各実施の形態に限定されず、本発明の範囲内で種々の変更を加えてよいことは言うまでもない。
<Other embodiments>
As mentioned above, although each embodiment of this invention was described, it cannot be overemphasized that this invention is not limited to each said embodiment, A various change may be added within the scope of the present invention.
<効果>
本発明の実施の形態に係る片ロッドシリンダ式のエンジンバルブアクチュエータによれば、ピストン上面面積A1とピストン下面面積A2との面積比αを最適に選ぶことにより、従来の両ロッドシリンダ式のものと同じ性能が得られるにも係わらず、油圧ポンプ24からの供給エネルギを小さくできる。
勿論、片ロッドシリンダ式のものは、変位計が弁駆動シリンダ11内に納めているので、排気弁4a及び給気弁4b側と反対側にロッドを突き出す必要がなく、従来の両ロッドシリンダ式のものに比べて、弁駆動装置10全体の寸法を小さくすることができ機能的なメリットもある。
<Effect>
According to the engine valve actuator of the single rod cylinder type according to the embodiment of the present invention, by selecting the area ratio α between the piston upper surface area A1 and the piston lower surface area A2 optimally, Despite obtaining the same performance, the energy supplied from the
Of course, in the single rod cylinder type, since the displacement meter is housed in the
また、変位計を弁駆動シリンダ11内部に組み込んでいるので、摺動シールが不要となる。
また、押し、引きの必要エネルギーを負荷に応じて最適に設定できるとともに、従来の両ロッドシリンダ式のものでは絶対に不可能な押した場合のエネルギーの一部を回収できる。
また、吸排気バルブ制御側からの作動油洩れはない(なお、排気弁4a及び給気弁4b側は、作動油が多少漏れたとしても、エンジンの燃料と共に燃焼するため問題無い)。
Further, since the displacement meter is incorporated in the
In addition, the required energy for pushing and pulling can be set optimally according to the load, and a part of the energy when pushed, which is absolutely impossible with the conventional double rod cylinder type, can be recovered.
Further, there is no leakage of hydraulic oil from the intake / exhaust valve control side (note that there is no problem because the
1 内燃機関
2 シリンダブロック
3 燃焼用ピストン
4a 排気弁
4b 給気弁
5 弁ロッド
6 バルブスプリング
10 弁駆動装置
11 弁駆動シリンダ
11a 弁駆動シリンダ上室
11b 弁駆動シリンダ下室
12 弁駆動ピストン
13 サーボ弁
14 変位計取付台
15 変位計
16 ターゲット
17 ピストン中央凹部
18 ロッド貫通穴
19 変位計挿入孔
20 開弁用油圧通路
21 油圧供給通路
22 3方切替制御弁
23 給油配管
24 油圧ポンプ
25 排油配管
30 マニホルドブロック
31 開弁用油ポート
32 油圧供給ポート
33 排油ポート
40 スリーブ
41 開弁用連通室
42 供給用連通室
43 排油用連通室
44 スリーブの開弁油孔
45 スリーブの油圧供給孔
45a 小開度部
45b 漸増開度部
45c 大開度部
46 スリーブの排油孔
46a 小開度部
46b 漸増開度部
46c 大開度部
50 スプール
51 スプール孔連通室
Qo 基準流量
Q 弁降下圧力ΔPのときの流量
Q1 シリンダ上室流入油量
Q2 シリンダ下室流出油量
Qs 油圧ポンプ吐出油量
Qp ポンプ吐出量
Po 基準圧力
Pl シリンダ上室内圧力
P2 シリンダ下室内圧力
Ps 油圧ポンプ吐出圧力
A1 ピストン上面面積
A2 ピストン下面面積
F 外力
V ピストン移動速度
LS 小開度部の周方向の幅
LL 大開度部の周方向の幅
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Internal combustion engine 2 Cylinder block 3 Combustion piston 4a Exhaust valve 4b Supply valve 5 Valve rod 6 Valve spring 10 Valve drive device 11 Valve drive cylinder 11a Valve drive cylinder upper chamber 11b Valve drive cylinder lower chamber 12 Valve drive piston 13 Servo valve DESCRIPTION OF SYMBOLS 14 Displacement meter mounting base 15 Displacement meter 16 Target 17 Piston center recessed part 18 Rod through hole 19 Displacement meter insertion hole 20 Hydraulic opening passage 21 Hydraulic supply passage 22 Three-way switching control valve 23 Oil supply piping 24 Hydraulic pump 25 Oil discharge piping 30 Manifold block 31 Valve opening oil port 32 Hydraulic supply port 33 Oil discharge port 40 Sleeve 41 Valve opening communication chamber 42 Supply communication chamber 43 Oil discharge communication chamber 44 Sleeve oil opening oil hole 45 Sleeve oil supply hole 45a Small Opening part 45b Gradually increasing opening part 45c Large opening part 46 Oil drain hole 46a Small opening part 46b Gradual opening part 46c Large opening part 50 Spool 51 Spool hole communication chamber Qo Reference flow rate Q Flow rate at valve drop pressure ΔP Q1 Cylinder upper chamber inflow oil amount Q2 Cylinder lower chamber outflow Oil amount Qs Hydraulic pump discharge oil amount Qp Pump discharge amount Po Reference pressure Pl Cylinder upper chamber pressure P2 Cylinder lower chamber pressure Ps Hydraulic pump discharge pressure A1 Piston upper surface area A2 Piston lower surface area F External force V Piston moving speed LS Width in the circumferential direction LL Width in the circumferential direction of the large opening
Claims (3)
前記エンジンバルブ側にロッド貫通穴が穿設された弁駆動シリンダと、
前記ロッド貫通穴に挿通された弁ロッドと、
前記弁ロッドの一端に取り付けられた弁駆動ピストンと、
前記弁駆動シリンダの側面に隣接して取り付けられた3方切替制御弁と、
前記弁駆動ピストンの上面側の弁駆動シリンダ上室と前記3方切替制御弁とを接続する開弁用油圧通路と、
油圧ポンプからの作動油を前記3方切替制御弁に供給する油圧供給通路とを備え、
前記弁駆動ピストンの下面側の弁駆動シリンダ下室を前記油圧供給通路に接続し、
前記3方切替制御弁は、
マニホルドブロック内に固定されたスリーブと、
前記スリーブ内を滑動するスプールとを有し、
前記スプールの外周面に形成されたスプール孔連通室への作動油の量を制御する孔は、先端側の周方向の幅が後端側の周方向の幅より小さく形成されていることを特徴とするエンジンバルブアクチュエータ。 In an engine valve actuator that drives an engine valve of an internal combustion engine,
A valve drive cylinder having a rod through hole drilled on the engine valve side;
A valve rod inserted through the rod through hole;
A valve drive piston attached to one end of the valve rod;
A three-way switching control valve mounted adjacent to the side of the valve drive cylinder;
A valve opening hydraulic passage connecting the valve drive cylinder upper chamber on the upper surface side of the valve drive piston and the three-way switching control valve;
A hydraulic supply passage for supplying hydraulic oil from a hydraulic pump to the three-way switching control valve;
A valve drive cylinder lower chamber on the lower surface side of the valve drive piston is connected to the hydraulic pressure supply passage ;
The three-way switching control valve is
A sleeve fixed in the manifold block;
A spool that slides within the sleeve;
The hole for controlling the amount of hydraulic oil to the spool hole communication chamber formed on the outer peripheral surface of the spool is formed such that the circumferential width on the front end side is smaller than the circumferential width on the rear end side. And engine valve actuator.
前記ピストン中央凹部の内側面に取り付けられたターゲットと、
前記弁駆動シリンダの上部蓋から前記ターゲットと対峙するように挿入された変位計とを備えたことを特徴とする請求項1に記載のエンジンバルブアクチュエータ。 A piston central recess formed in the center of the upper surface of the valve drive piston;
A target attached to an inner surface of the piston central recess;
The engine valve actuator according to claim 1, further comprising a displacement meter inserted so as to face the target from an upper lid of the valve drive cylinder.
前記シリンダブロック内を上下動する燃焼用ピストンと、
排気弁及び給気弁と、
前記排気弁及び前記給気弁を各々駆動する請求項1または2に記載のエンジンバルブアクチュエータとを備えたことを特徴とする内燃機関。 A cylinder block;
A combustion piston that moves up and down in the cylinder block;
An exhaust valve and an intake valve;
An internal combustion engine comprising: the engine valve actuator according to claim 1 or 2 that drives the exhaust valve and the air supply valve.
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