JP5236786B2 - 内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁装置 - Google Patents

Description

本発明は、機関始動時における排気エミッション性能の向上を図り得る内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁装置に関する。

従来の内燃機関の可変動弁装置としては、例えば、以下の特許文献１に記載されているものが知られている。

概略を説明すれば、この可変動弁装置は、ハウジング内に隔成された進角側油室や遅角側油室に油圧を選択的に給排して、カムシャフトに連結されたベーンを正逆回転させることによって、吸気弁の開閉時期（バルブタイミング）を機関運転状態に応じて変更するものである。

そして、機関の停止前に、ある程度進角した中間位置に制御しながら前記ベーンをロックピンによって固定してハウジングとベーンとの自由な相対回転を規制して、機関の再始動時に吸気弁と排気弁の適度なバルブオーバーラップを創成する。これによって、冷機始動時の排気エミッション性能など、始動性能を向上させるようになっている。
特開２００５−２３３０４９号公報

しかしながら、前記従来の内燃機関の可変動弁装置にあっては、車両の急ブレーキやエンジンストップなどの様々な突然の機関停止態様において、前記中間位置では機械的に安定する位置ではないので、前記ロックピンをロック穴に常に確実に係入ロックさせるのは困難となる。したがって、適度な進角側の位置に保持することができず、冷機始動時の排気エミッションの低減効果を十分に得られないおそれがある。

また、別の方策として、冷機始動時に前記進角側油室へ作動油圧を供給して前記ベーンを適度に進角側へ回転させてバルブオーバーラップをやや大きくすることも考えられるが、かかる冷機始動時は作動油の温度が低く油の粘度が高くなっているため、かかる粘性抵抗によって進角側油室へ作動油を速やかに供給することができない。この結果、ベーンとハウジングの相対回転をスムーズに行うことができず、排気エミッションが増加してしまうおそれがある。

本発明は、前記従来の可変動弁装置の技術的課題に鑑みて案出したもので、機関停止時に排気側位相変更機構と吸気側位相変更機構の両方の作動によって適度なバルブオーバーラップを予め機械的に安定的に創成して、冷機始動時における排気エミッションの低減化を確実に図り得る内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁装置を提供することを目的としている。

本発明は、燃焼室に直接燃料を噴射する直接噴射式内燃機関に適用される可変動弁装置であって、
吸気弁の開閉タイミングを可変にする吸気側位相変換機構と、
排気弁の開閉タイミングを可変にする排気側位相変換機構と、を備え、
機関を停止するときに、前記吸気側位相変換機構によって前記吸気弁の開閉タイミングが、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップをほぼ最大に増加して機械的に保持される第１の位置に変更され、かつ、前記排気側位相変換機構によって前記排気弁の開閉タイミングが、前記バルブオーバーラップがほぼ最小に減少して機械的に保持される第２の位置に変更され、
前記吸気弁の開閉タイミングが前記第１の位置に保持され、かつ、前記排気弁の開閉タイミングが前記第２の位置に保持させているときのバルブオーバーラップは、前記吸気弁の開閉タイミングが最進角で前記排気弁の開閉タイミングが最遅角の場合におけるバルブオーバーラップより小さく、かつ、前記吸気弁の開閉タイミングが最遅角で、前記排気弁の開閉タイミングが最進角の場合におけるバルブオーバーラップよりも大きくなるように設定され、
機関を始動するときに、前記吸気側位相変換機構と排気側位相変換機構によって、前記吸気弁の開閉タイミングを前記第１の位置に保持すると共に、前記排気弁の開閉タイミングを第２の位置に保持することを特徴としている。

この発明によれば、従来技術のように、機関の停止時に機械的に安定しない中間位置に固定したり、機関始動時に作動油圧によって強制的に相対回転させるのではなく、機関の始動前、つまり機関停止時に、予め両方の位相変換機構によって排気弁と吸気弁の適度なバルブオーバーラップを機械的に安定的に創成しておくことによって、機関始動初期から最適なバルブオーバーラップを確保することが可能になるため、排気エミッションを確実かつ効果的に低減することができる。

以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置の実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態は、いわゆる４サイクルのガソリン機関に適用したものを示している。

まず、本発明における内燃機関の可変動弁装置は、図１〜図５に示すように、クランクシャフト０１の駆動プーリ０２からタイミングチェーン０３を介して回転力が伝達される吸気側タイミングプーリ０４及び排気側タイミングプーリ０５と、該各タイミングプーリ０４，０５からそれぞれ駆動回転力が伝達される吸気側カムシャフト０６及び排気側カムシャフト０７と、を備え、該各カムシャフト０６，０７には、一気筒当たりそれぞれ２つずつ設けられた図外の吸気弁と排気弁とをバルブスプリングのばね力に抗して開作動させる吸気側カム０８，０８と排気側カム０９，０９が設けられている。

また、前記各タイミングプーリ０４，０５と吸気、排気カムシャフト０６，０７との間には、機関運転状態に応じて前記各吸気弁と排気弁の開閉タイミングをそれぞれ制御する一方の位相変換機構である排気側位相変更機構(排気ＶＴＣ)１と他方の位相変換機構である吸気側位相変換機構(吸気ＶＴＣ)２が設けられている。

前記排気ＶＴＣ１と吸気ＶＴＣ２は、それぞれベーンタイプのものであって、基本構造は共通している。まず、排気ＶＴＣ１の構造を説明すると、図２及び図３に示すように、前記排気カムシャフト０７に回転力を伝達する前記タイミングプーリ０５と、前記排気カムシャフト０７の端部に固定されてタイミングプーリ０５に内部に回転自在に収容されたベーン部材３と、該ベーン部材３を油圧によって正逆回転させる油圧回路４とを備えている。

前記タイミングプーリ０５は、前記ベーン部材３を回転自在に収容したハウジング５と、該ハウジング５の前端開口を閉塞する円板状のフロントカバー６と、ハウジング５の後端開口を閉塞するほぼ円板状のリアカバー７とから構成され、これらハウジング５及びフロントカバー６，リアカバー７は、４本の小径ボルト８によって排気カムシャフト０７の軸方向から一体的に共締め固定されている。

前記ハウジング５は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の約９０°位置に４つの隔壁であるシュー５ａが内方に向かって突設されている。この各シュー５ａは、横断面ほぼ台形状を呈し、ほぼ中央位置に前記各ボルト８の軸部が挿通する４つのボルト挿通孔が軸方向へ貫通形成されていると共に、各内端面の高位部位置に軸方向に沿って切欠形成された保持溝内に、コ字形のシール部材９と該シール部材９を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。

前記フロントカバー６は、円盤プレート状に形成されて、中央に比較的大径な支持孔６ａが穿設されていると共に、外周部に前記ハウジング５の各ボルト挿通孔に対応する位置に図外の４つのボルト孔が穿設されている。

前記リアカバー７は、後端側に前記タイミングチェーンが噛合する歯車部７ａが一体に設けられていると共に、ほぼ中央に大径な軸受孔７ｂが軸方向に貫通形成されている。

前記ベーン部材３は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ３ａと、該ベーンロータ３ａの外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４つのベーン３ｂとを備えている。

前記ベーンロータ３ａは、前端側の小径筒部が前記フロントカバー６の支持孔６ａに回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部が前記リアカバー７の軸受孔７ｂに回転自在に支持されている。

また、ベーン部材３は、前記ベーンロータ３ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト９によって排気カムシャフト０７の前端部に軸方向から固定されている。

前記各ベーン３ｂは、その内の３つが比較的細長い長方体形状に形成され、他の１つが比較的大きな台形状に形成されて、前記３つのベーン３ｂはそれぞれの幅長さがほぼ同一に設定されているのに対して１つのベーン３ｂはその幅長さが前記３つのものよりも大きく設定されて、ベーン部材３全体の重量バランスが取られている。

また、各ベーン３ｂは、各シュー５ａ間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長い保持溝内に前記ハウジング５の内周面に摺接するコ字形のシール部材１０及び該シール部材１０をハウジング５の内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。また、各ベーン３ｂの前記排気カムシャフト０７の回転方向と同じ側のそれぞれの一側面には、ほぼ円形状の２つの凹溝３ｃがそれぞれ形成されている。

また、この各ベーン３ｂの両側と各シュー５ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角側油室１１と遅角側油室１２がそれぞれ隔成されている。

前記油圧回路３３は、図２に示すように、前記各進角側油室１１に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路１３と、前記各遅角側油室１２に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路１４との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路１３，１４には、供給通路１５とドレン通路１６とが夫々通路切換用の電磁切換弁１７を介して接続されている。前記供給通路１５には、オイルパン１８内の油を圧送する一方向のオイルポンプ１９が設けられている一方、ドレン通路１６の下流端がオイルパン１８に連通している。

前記第１、第２油圧通路１３，１４は、円柱状の通路構成部２０の内部に形成され、この通路構成部２０は、一端部が前記ベーンロータ３ａの小径筒部から内部の支持穴３ｄ内に挿通配置されている一方、他端部が前記電磁切換弁１７に接続されている。

また、前記通路構成部２０の一端部の外周面と支持穴３ｄの内周面との間には、各油圧通路１３，１４の一端側間を隔成シールする３つの環状シール部材２１が嵌着固定されている。

前記第１油圧通路１３は、前記支持穴３ｄの駆動軸６側の端部に形成された油室１３ａと、ベーンロータ３ａの内部にほぼ放射状に形成されて油室１３ａと各進角側油室１１とを連通する４本の分岐路１３ｂとを備えている。

一方、第２油圧通路１４は、通路構成部２０の一端部内で止められ、該一端部の外周面に形成された環状室１４ａと、ベーンロータ３ａの内部にほぼＬ字形状に折曲形成されて、前記環状室１４ａと各遅角側油室１２と連通する第２油路１４ｂとを備えている。

前記電磁切換弁１７は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路１３、１４と供給通路１５及びドレン通路１６とを相対的に切り換え制御するようになっていると共に、前記コントローラ２２からの制御信号によって切り換え作動されるようになっている。

このコントローラ２２は、機関運転状態を検出すると共に、クランク角センサ２３及び吸気カム０８のカム角センサ２４及び排気カム０９のカム角度センサ２５からの信号によって各タイミングプーリ０４，０５と各カムシャフト０６、０７との相対回転位置を検出している。

そして、前記電磁切換弁１７の切り換え作動によって、機関始動時に前記遅角側油室１２に作動油を供給し、その後に、進角側油室１１に作動油を供給するようになっている。

また、前記ベーン部材３とハウジング５との間には、このハウジング５に対してベーン部材３の回転を拘束及び拘束を解除する固定手段であるロック機構が設けられている。

すなわち、このロック機構は、図２に示すように、前記幅長さの大きな１つのベーン３ｂと肉厚なリアカバー７との間に設けられ、前記ベーン３ｂの内部の排気カムシャフト０７の軸方向に沿って形成された摺動用穴２６と、該摺動用穴２６の内部に摺動自在に設けられた有蓋円筒状のロックピン２７と、前記リアカバー７に有する固定孔内に固定された横断面カップ状の係合穴構成部２８に設けられて、前記ロックピン２７のテーパ状先端部２７ａが係脱する係合穴２８ａと、前記摺動用穴２６の底面側に固定されたスプリングリテーナ２９に保持されて、ロックピン２７を係合穴２８ａ方向へ付勢するコイルスプリング状のばね部材３０とから構成されている。また、前記係合穴２８ａには、図外の油孔を介して前記遅角側油室１２側から油圧が供給されるようになっている。

そして、前記ロックピン２７は、前記ベーン部材３が最遅角側に回転した位置(第１の位置)で、先端部２７ａが前記ばね部材３０のばね力によって係合穴２８ａに係合してタイミングプーリ０５と排気カムシャフト０７との相対回転をロックする。また、前記遅角側油室１２から係合穴２８ａ内に供給された油圧によって、ロックピン２７が後退移動して係合穴２８ａとの係合が解除されるようになっている。

さらに、前記各ベーン３ｂの一側面と該一側面に対向する各シュー５ａの対向面との間には、ベーン部材３を遅角側へ回転付勢する付勢手段である一対のコイルスプリング３１がそれぞれ配置されている。

この２つのコイルスプリング３１は、それぞれ独立して形成されて互いに並列に形成されていると共に、それぞれの軸方向の長さ（コイル長）は、前記ベーン３ｂの一側面とシュー５ａの対向面との間の長さよりも大きく設定されて、両者とも同一の長さに設定されている。

また、この各コイルスプリング３１は、最大圧縮変形時に互いが接触しない軸間距離をもって並設されていると共に、各一端部が各シュー５ａの凹溝３ｃに嵌合する図外の薄板状のリテーナを介して連結されている。

なお、この実施の形態では、排気側における前記ベーン部材３の変換角、つまり最遅角(図３)と最進角(図４)との差θｅは、図３、図４に示すように、例えば約１５°程度に設定されている。

一方、吸気ＶＴＣ２は、図５に示すように、排気ＶＴＣ１と同じであるから、共通の構成個所には同一の符番を付けて具体的な説明を省略する。なお、吸気ＶＴＣ２による吸気弁の最大遅角側への制御位置(第２の位置)、つまりコイルスプリング３１のばね力などによってベーン部材３が図５に示す最大遅角側へ回転制御された位置での開時期(ＩＶＯ)の変換角θｉは、約２５°になっている。

以下、排気ＶＴＣ１の作用を説明する。まず、イグニッションキーをオフして機関を停止させた際に、コントローラ２２から電磁切換弁１７に対する制御電流の出力が停止されて、弁体がスプリングのばね力に押されて、図２の位置になる。そのため、供給通路１５と遅角側の第２油圧通路１４とを連通する。したがって、供給油圧により、ベーン部材３は遅角側に回転しようとするが、機関回転数が零に近づくと、オイルポンプ１９の油圧が作用せず、供給油圧も零になってしまう。

ここで、ベーン部材３は、排気カムシャフト０７に作用する交番トルクなどによる動弁フリクションや前記各コイルスプリング３１のばね力によって、図３に示すように、タイミングプーリ０５に対して排気カムシャフト０７の回転方向（矢印方向）と反対方向の反時計方向に相対回転して安定する。

これによって、ベーン部材３は、最大幅のベーン３ｂがシュー５ａの進角側油室１１側の側面に当接した位置(第１の位置)に保持されて、タイミングプーリ０５と排気カムシャフト０７との相対回転位相が最大遅角側に変換される。

また、同時にこの第１の位置で、ロックピン２７の先端部２７ａが係合穴２８ａ内に係合して前記タイミングプーリ０５と排気カムシャフト０７との自由な相対回転を規制する。

したがって、機関再始動時のクランキング時のような回転変動の大きい場合であっても、最大遅角(第１の位置)に機械的に安定し、さらにロックピン２７で固定されるので、ベーン部材３つまり、排気カムシャフト０７の位相を安定にできるだけでなく、そのばたつきを抑制でき、この結果、バルブタイミング制御の不安定化を抑制し良好な始動性や冷機エミッションの低減を確実に得ることができる。

一方、吸気側のＶＴＣ２は、図５に示すように、排気側のＶＴＣ１と同じく動弁フリクションや各コイルスプリング３１のばね力によってベーン部材３の最大幅のベーン３ｂがシュー５ａの進角側油室１１側の側面に当接してタイミングプーリ０５と吸気カムシャフト０６との相対回転位相が最大遅角側に変更保持されると共に、この時点で排気側と同じくロックピン２７の先端部が係合穴２８に係合して、ベーン部材３がかかる最遅角の回動位置(第２の位置)に安定かつ確実に保持される。これより、吸気行程にある吸気弁の開時期(ＩＶＯ)がほぼ上死点付近の最遅角位置に保持される。

したがって、図６に示すように、各気筒のうち排気行程にある排気弁の閉時期（ＥＶＣ）が、クランク角でいえばθｅ×２だけ遅角した位置、つまり、上死点後、例えば約３０°の遅角側の位置になる。

よって、例えば吸気弁とのバルブオーバーラップが約３０°といった適度な大きさになる。

したがって、この状態で冷機状態にある機関が始動されると、前記適度なバルブオーバーラップによって、残留ガスが吸気系に逆流して未燃ＨＣガスが再燃焼させたり、残留ガス温度が吸気系を暖め燃料の霧化が促進されて、ＨＣガスの発生を十分に抑制することができる。

また、この時点で、前記バルブオーバーラップを過度に大きくした場合には、燃焼室内で残留ガスである不活性ガスが顕著に増加することから、所望の燃焼トルクを発生できないなどにより、機関回転の不安定化を招き易いが、前記約３０°という適度なバルブオーバーラップであることから、機関回転の不安定化を回避しつつ冷機エミッション性能を向上させることができるのである。

また、前記機関始動時には、コントローラ２２から各電磁切換弁１７、１７に対する制御電流によって排気側及び吸気側ともに、オイルポンプ１９から圧送された作動油は、それぞれ遅角側油室１２，１２側に供給されて各ベーン部材３，３を各コイルスプリング３１、３１のばね力と共に最遅角側へ保持するが、各遅角側油室１２，１２内の作動油圧が高くなるにつれて、各ロックピン２７が係合穴２８ａから抜け出てベーン部材３，３の自由な回動を許容することになる。

ここで、吸気側の電磁切換弁１７にはコントローラ２２から継続して通電されて、遅角側油室１２に作動油が供給されるため、吸気側のベーン部材３は、コイルスプリング３１のばね力と作動油圧によって最遅角側に相対回転位置が保持制御される。したがって、吸気弁の開閉時期は、そのまま継続されて図７に示すように、開時期(ＩＶＯ)が上死点位置になっていると共に、閉時期(ＩＶＣ)が下死点よりも十分に遅れた時期に制御される。

一方、排気側の電磁切換弁１７には、コントローラ２２から切り換え制御電流が出力されて、オイルポンプ１９から圧送された作動油が遅角側油室１２側に供給される。このため、ベーン部材３は、最遅角側へ相対位置が保持制御される。これによって、排気弁は、図６に示すように、閉時期(ＥＶＣ)がほぼ上死点後３０°に維持制御される。したがって、前述の排気エミッション低減効果が持続するのである。

次に、暖機が進むと、既にロックピンが外れており、低負荷時は図７に示すように制御される。特に、排気側ＶＴＣが進角側に制御される。したがって、吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップは、ほぼ０になる。このバルブオーバーラップがほぼ０になると、残留ガスが少なく、良好な燃焼状態が得られ燃焼が安定化していることから機関回転の安定化が図れると共に、排気エミッションも良好になる。

次に、例えば機関中負荷領域あるいは低回転高負荷になると、コントローラ２２から排気側及び吸気側の各電磁切換弁１７，１７にそれぞれ切り換え信号が出力されて、排気側電磁切換弁１７に対しては通電を遮断して供給通路１５と第２油圧通路１４とを連通すると共に、第１油圧通路１３とドレン通路１６を連通する一方、吸気側電磁切換弁１７に供給通路１５と第１油圧通路１３とを連通すると共に、第２油圧通路１４とドレン通路１６とを連通する。

したがって、排気ＶＴＣ１では、各遅角側油室１２に作動油圧が供給されて、ベーン部材３が最遅角側に相対回転されると共に、吸気ＶＴＣ２では、各進角側油室１１に作動油圧が供給されて、ベーン部材３が最進角側に相対回転する。このため、排気弁の開閉時期は、図８に示す特性となり、前記始動時と同程度の閉時期(ＥＶＣ)が上死点後、約３０°の変換角となり、吸気弁の開閉時期は、図８に示す特性となり、開時期(ＩＶＯ)が上死点前の約５０°の変換角となる。

よって、バルブオーバーラップは、約３０°＋約５０°＝約８０°の大きく創成されることから、ポンピングロスを低減して燃費を改善することができる。つまり、かかる中負荷領域では、燃焼トルクが大きくなっているので、軽負荷〜低負荷の運転域で発生し易い燃焼の不安定化が少ないので、バルブオーバーラップを大きくすることが可能になるため、前記燃費の改善効果が得られるのである。ここで、必ずしも排気ＶＴＣ１を最遅角にしなくともよいし、吸気ＶＴＣ２を最進角にしなくともよい。

以下、前記コントローラ２２による前記機関始動時(冷機始動時)における具体的な制御を図９の制御フローチャート図によって説明する。

まず、ステップ１では、イグニッションスイッチがオンになっているか否かを判別し、つまり機関を始動したか否かを判別し、オンになっていない場合は戻るが、オンしたと判別した場合はステップ２に進む。

このステップ２では、クランキング状態であることを認識するが、このクランキング前には、原則的に予め前記排気ＶＴＣ１と吸気ＶＴＣ２によって排気弁と吸気弁の開閉時期が前記図６に示す状態に機械的に安定し、さらにロックピン２７でベーン部材３が固定保持されている。

ステップ３では、排気ＶＴＣ１と吸気ＶＴＣ２によって各吸気弁と各排気弁の開閉時期が各コイルスプリング３１，３１のばね力などによって前記図６に示す特性になっているが、さらに、各ＶＴＣ１，２によって吸気弁と排気弁の開閉時期を図６に示す特性となるように制御信号を各電磁切換弁１７，１７に出力する。つまり、それぞれの遅角側油室１２，１２に作動油を強制的に供給する。なお、各遅角側油室１２，１２への油圧供給に伴って係合穴２８ａ、２８ａへ油圧が供給されることからロックピン２７，２７の係合が解除されて、各ベーン部材３，３の自由な回動が許容されることは前述の通りであるが、その状態でも図６の特性に保持制御されるのである。

ステップ４では、燃料噴射弁や点火栓に制御信号を出力して燃焼室で完爆させる処理を行う。したがって、この完爆時においても、前記吸気弁や排気弁が図６に示す前記特定の開閉時期に維持制御されていることから、前述した冷機始動時の排気エミッション性能の向上が図れる。

次に、ステップ５では、クランク角センサなどから現在の機関回転状態を検出する。続いて、ステップ６では、機関回転が安定化しているか否かを判別し、ここで、安定していると判別した場合は、ステップ７に移行するが、不安定であると判別した場合は、ステップ８に移行する。

このステップ８では、排気ＶＴＣ１によって進角側油室１１に作動油圧を供給して排気弁の閉時期(ＥＶＣ)を進角制御し、これによって吸気弁との前記バルブオーバーラップを減少させる制御を行う。これにより、燃焼を安定化させて機関回転変動を抑制する。この機関の不安定化は、バルブクリアランスが経時的に縮小し、実質のバルブオーバーラップ期間が増加したり、排気系の抵抗が増加して同一のバルブオーバーラップ量に対する残留ガスが増加することなどに起因して発生する。この場合に、前述のバルブオーバーラップの低減補正により、意図しない残留ガスの増加を抑制し、もって機関の安定性を確保することができるのである。

前記ステップ７では、タイマーによってクランキング開始から所定時間経過したか否かを判別し、所定時間経過していないと判別した場合は、前記ステップ５に戻るが、経過したと判別した場合には、冷機制御が終了したと判断してステップ９に移行する。ここで、前記所定時間というのは、気温や始動前の機関の温度や湿度などによって変化させることも可能である。

このステップ９では、前記排気ＶＴＣ１と吸気ＶＴＣ２を、機関運転に応じて予め作られている制御マップに基づいて暖機時及び暖機後の通常制御を行い、その後、リターンする。

このステップ９での通常制御は、例えば中負荷において図８に示す大きなバルブオーバーラップに近いバルブオーバーラップとしてポンピングロスを低減して燃費を向上させたり、あるいは残留ガスが増加する傾向にある暖機アイドルにおいて図７に示すバルブオーバーラップに近い小バルブオーバーラップとし、機関の回転安定性を向上するなどの制御が行われるのである。

ところで、図６に示す機械的に安定するバルブタイミングであるが、前記排気ＶＴＣ１による排気弁の最大遅角側への変換角θｅ(約１５°)が、吸気ＶＴＣ２による吸気弁の最大遅角側への変換角θｉ(約２５°)よりも小さいことから、バルブオーバーラップが比較的小さくなる。このため、始動時に適した排気エミッション性能に有利なバルブオーバーラップにできるだけでなく、例えば電気系統の異常などのフェールセーフ時において暖機状態においてもある程度の機関回転の安定化を図れる。

また、機関の始動時には、図６に示すバルブタイミングに機械的に安定していることに加え、前記ロック機構によってベーン部材３の自由な回転が確実に規制されていることから、クランキング時に機関回転の変動があった場合であっても、吸気弁と排気弁の実バルブタイミング(開閉時期)の安定化が図れ、この結果、所望の排気エミッションを確実に低減することができる。

また、この実施の形態では、排気ＶＴＣ１と吸気ＶＴＣ２の各ベーン部材３，３をそれぞれコイルスプリング３１，３１のばね力によって最遅角側へ回転付勢するようになっているため、機関停止時及び始動時に前記バルブオーバーラップを確実に創成することができる。これにより、冷機始動時の排気エミッションの低減化をより確実に得ることができる。

〔第２の実施の形態〕
図１０以下は第２の実施の形態を示し、一方の位相変換機構を吸気ＶＴＣ２とし、他方の位相変換機構を排気ＶＴＣ１としたもので、前記排気ＶＴＣ１と吸気ＶＴＣ２によって各排気弁と各吸気弁の開閉時期を、機関停止時に進角側にそれぞれ機械的に安定するように構成したものである。

すなわち、図１０〜図１２は排気ＶＴＣ１の構造を示したものであるが、図１３に示す吸気ＶＴＣ２も同じ構造に形成されており、基本的な構造は第１の実施の形態のものと同じであるが、電磁切換弁がスプリングにより図１０の位置になっており、機関停止時及び始動時における油圧回路４の供給通路１５が第１油圧通路１３に連通し、第２油圧通路１４が各ドレン通路１６に連通している。また、前記第１油圧通路１３と連通している各進角側油室１１は、前記ロック機構の係合穴２８ａに連通している。

さらに、各ＶＴＣ１，２のベーン部材３，３は、各進角側油室１１に配置された一対のコイルスプリング３１によって常時進角側へ回転付勢されている。この各コイルスプリング３１の具体的構成も第１の実施の形態のものと同様であるが、この各コイルスプリング３１は、前記動弁フリクションなどに抗してベーン部材３を進角側に付勢しなければならないので、第１の実施の形態のもの比較して大きなばね荷重に設定されている。

また、前記吸気ＶＴＣ２によるベーン部材３の変換角θｉは、図１３に示すように、例えば２５°に設定されていて、図１１に示す排気ＶＴＣ１によるベーン部材３の変換角θｅ(例えば１５°)よりも大きく設定されている。したがって、デフォルト位置(機関停止時及び機関始動時の位置)のバルブオーバーラップ量は、図１４に示すように、例えば５０°になっていて、第１の実施の形態のものよりも大きくなっている。

したがって、この機関運転中においては、燃焼室での残留ガスが増加するが、本実施の形態の内燃機関として、燃焼室に直接燃料を噴射する直接噴射式の機関に適用した場合には、かかる直噴式機関では燃焼室内に冷却効果によって高圧縮比が図れるため、この高圧縮比により冷機時の燃焼の安定性が確保できため、さらにバルブオーバーラップ量の限界を高めることができる。したがって、冷機始動時における排気エミッションを十分に低減させることが可能になる。

なぜならば、直噴式機関であると吸気弁が閉じた状態でも燃料を燃焼室に供給することができ、かつ噴射パターンの自由度が大きいので、燃焼を改善する余地が出てくるためである。

また、暖機完了後のアイドリング運転時には、吸気ＶＴＣ２の制御によって、つまりコントローラ２２が電磁切換弁１７を切り換え制御して、第１油圧通路１３とドレン通路１６を連通させ、供給通路１５と第２油圧通路１４とを連通させて各遅角側油室１２内に作動油圧を供給して、ベーン部材３を、図１２に示すように、各コイルスプリング３１のばね力に抗してタイミングプーリ０５の回転方向と反対方向へ回転させて、吸気弁の開閉時期を最遅角側に制御する。一方、排気ＶＴＣ１は、始動時のままの制御を継続して、排気弁の開閉時期を最進角側に制御する。よって、図１５に示すように、排気弁の閉時期(ＥＶＣ)は、ほぼ上死点位置に維持され、吸気弁の開時期(ＩＶＯ)もほぼ上死点位置に制御される。これによって、バルブオーバーラップがほぼ０になって、前記図７に示す場合と同様な作用効果が得られる。

また、例えば中負荷、低回転高負荷運転に移行した場合は、今度は排気ＶＴＣ１によって排気弁の開閉時期を、図１６に示すように、最遅角側に制御すると共に、吸気ＶＴＣ２によって吸気弁の開閉時期を、最進角側に制御する。これによって、排気弁の閉時期(ＥＶＣ)をクランク軸に対して上死点後、約３０°の変換角とし、吸気弁の開時期(ＩＶＯ)を上死点前、約５０°の変換角とし、したがって、バルブオーバーラップ量は約８０°となる。よって、この場合も前記図８に示した場合と同様な作用効果が得られる。

以下、図１７に示すフローチャートに基づいて本実施の形態におけるコントローラ２２の具体的な制御を説明するが、基本的な流れは第１の実施の形態における図９と同じである。異なるところは、機関停止時の場合やステップ１３において排気ＶＴＣ１と吸気ＶＴＣ２によって排気弁と吸気弁の両方をそれぞれ最進角側に制御して適度なバルブオーバーラップを創成するようになっている点(図１３)と、ステップ１５において燃焼が不安定と判別された場合にステップ１８で吸気弁の閉時期(ＩＶＯ)を遅角側に補正制御して、バルブオーバーラップ量を低減することとした点である。

他の処理及び判断は図９に示すものと同じであるから説明を省略する。

したがって、この第２の実施の形態も第１の実施の形態と同様に、冷機始動時において適度なバルブオーバーラップの創成によって排気エミッションを確実に低減化することが可能になる。

本発明は、前記各実施の形態の構成に限定されるものではなく、例えば、第１の実施の形態における前記各コイルスプリング３１，３１は、必ずしも必要ではなく、たとえ存在しない場合でも、動弁フリクションなどによって機関停止時には、各ベーン部材３，３が最遅角側に自動的に回転移動する。但し、第２実施の形態においては、動弁フリクションに抗して各ベーン部材３，３を最進角側に回転させなければならないので、各コイルスプリング３１，３１は、必須である。

また、第１の実施の形態では、いわゆる直噴式の内燃機関に適用したものではないが、第２の実施の形態と同じくこれに適用することも可能である。

第２の実施の形態では、直噴式内燃機関の適用したものであるが、ポート噴射の内燃機関で吸気２弁にリフト差を設け、燃焼安定性を高めた機関に用いることも可能である。

さらに、前記各実施の形態では、点火栓による着火方式を用いているが、例えば圧縮による着火方式の機関に適用することも可能である。この着火方式では前述した完爆制御において点火制御が含まれなくなるが、点火栓方式と同様に冷機始動時における排気エミッションの低減効果が十分に得られる。

本発明に係る可変動弁装置の実施形態に供される内燃機関の主要構成部材を示す斜視図である。 第１の実施形態に供される排気ＶＴＣを示す縦断面図である。 本実施の形態における最遅角制御状態を示す図２のＡ−Ａ線断面図である。 本実施の形態における最進角制御状態を示す図２のＡ−Ａ線断面図である。 本実施形態における吸気ＶＴＣを示す断面図である。 機関停止時と始動時における吸排気弁の開期間を示す特性図である。 暖機完了後のアイドリング運転時における吸排気弁の開期間を示す特性図である。 中負荷などの運転時における吸排気弁の開期間を示す特性図である。 本実施形態のコントローラによる制御を示すフローチャート図である。 第２の実施形態に供される排気ＶＴＣを示す縦断面図である。 本実施の形態における最進角制御状態を示す図１０のＢ−Ｂ線断面図である。 本実施の形態における最遅角制御状態を示す図１０のＢ−Ｂ線断面図である。 本実施形態における吸気ＶＴＣを示す断面図である。 機関停止時と始動時における吸排気弁の開期間を示す特性図である。 暖機完了後のアイドリング運転時における吸排気弁の開期間を示す特性図である。 中負荷などの運転時における吸排気弁の開期間を示す特性図である。 本実施形態のコントローラによる制御を示すフローチャート図である。

０４…吸気側タイミングプーリ
０５…排気側タイミングプーリ
０６…吸気カムシャフト
０７…排気カムシャフト
１…排気ＶＴＣ（排気側位相変換機構）
２…吸気ＶＴＣ（吸気側位相変更機構）
３…ベーン部材
４…油圧回路
５…ハウジング
２２…コントローラ
２７…ロックピン
２８ａ…係合穴
３１…コイルスプリング

Claims (1)

1. 燃焼室に直接燃料を噴射する直接噴射式内燃機関に適用される可変動弁装置であって、
   吸気弁の開閉タイミングを可変にする吸気側位相変換機構と、
   排気弁の開閉タイミングを可変にする排気側位相変換機構と、を備え、
   機関を停止するときに、前記吸気側位相変換機構によって前記吸気弁の開閉タイミングが、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップをほぼ最大に増加して機械的に保持される第１の位置に変更され、かつ、前記排気側位相変換機構によって前記排気弁の開閉タイミングが、前記バルブオーバーラップがほぼ最小に減少して機械的に保持される第２の位置に変更され、
   前記吸気弁の開閉タイミングが前記第１の位置に保持され、かつ、前記排気弁の開閉タイミングが前記第２の位置に保持させているときのバルブオーバーラップは、前記吸気弁の開閉タイミングが最進角で前記排気弁の開閉タイミングが最遅角の場合におけるバルブオーバーラップより小さく、かつ、前記吸気弁の開閉タイミングが最遅角で、前記排気弁の開閉タイミングが最進角の場合におけるバルブオーバーラップよりも大きくなるように設定され、
   機関を始動するときに、前記吸気側位相変換機構と排気側位相変換機構によって、前記吸気弁の開閉タイミングを前記第１の位置に保持すると共に、前記排気弁の開閉タイミングを第２の位置に保持することを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。

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