专利名称：内燃机的可动气门阀装置、其控制方法以及液压驱动器的制作方法
技术领域：
本发明涉及液压驱动器、由所述液压驱动器进行内燃机的进气阀或排气阀等气门阀的开闭的内燃机的可变气门阀装置以及其控制方法。
背景技术：
所述液压驱动器除使用于工作机械等一般工业用之外，还使用于内燃机的进排气阀的驱动装置等。由于控制所述内燃机的进气和排气的气门阀以往由曲轴驱动，故不能自如地控制进气和排气的时刻和开度。
近年来，在作为欲替代发动机的LPG机关和CNG(Compression NaturalGas压缩天然气)机关中，特别是在高速旋转时爆震激烈，为解决该问题，有效的是自如地控制发动机活塞的压缩压力的方法，为实现该方法，必须形成自如地电控制进气阀的开闭时刻的机构。采用该机构则能够在通常的汽油机和柴油机中在幅度宽的转速区域中提高进气效率，并且能够提高燃烧率。另外，在低速用和高速用中，要求改变阀的开口面积改变燃烧性能，此时也需要能够改变阀的升程(lift量)。
在最近的一部分高性能发动机中具有如下多种方式使凸轮轴角度超前或角度滞后，改变阀的开闭时刻，或设有低速用和高速用的两种形状的凸轮并通过将阀换向凸轮来变化开阀量，在这种情况下仅能够进行阶段性控制。另外，作为如上所述不使用凸轮的无凸轮发动机用气门阀，还提出有将以电磁式动作的气门阀和将电磁式与液压式结合的类型的气门阀。但是，这些方式由于尺寸重量过大而缺乏实用性(例如参照专利文献1、2)。
另外，作为无凸轮的尺寸重量较小的方式，还提出有通过电信号使操作力大的液压伺服机构动作的内燃机的气门阀用的电气液压伺服机构(例如参照专利文献3及非专利文献1)。
图11表示专利文献3的图1所示的气门阀驱动装置结构之一例。但在图11中将专利文献3记载的部件进行了局部变更。根据专利文献3的记载，图11所示的装置如下动作。
即，“通过液压泵11对进入发动机内的发动机润滑油贮油箱12中的发动机润滑用油进行加压，输送至进气和排气阀1a的头部。通过各个电磁阀14的运动使进气和排气阀1a头部的液压动作活塞2a动作，并进行进气和排气阀1a的开闭。进气和排气阀1a的开闭时刻、开闭时间的决定如专利文献3的表1记载，在进气和排气阀开闭装置用控制计算机6a中对发动机转速、节流阀开度、负荷等基本条件这些来自发动机等的各种传感器7a的信号，和现有的发动机中也使用的染料控制用控制电脑8a的信号进行综合判断，决定开闭时刻和时间，通过电磁阀14进行液压力的开闭。”另外，在图11中，3a是液压控制阀、5a是电源用电池、9a是液压蓄压用驱动器、10a是压力设定用溢流阀、13是控制用继电器(relay)。
非专利文献1记载的气门阀用的电气液压伺服机构是由本申请的发明者提出的，其采用的结构包括液压活塞、两段型的伺服泵(喷嘴挡板阀和控制阀)、电气计测活塞的位置的变位计。
所述专利文献3和非专利文献1公开的现有气门阀用的电气液压伺服机构在实用上具有以下问题点。
在所述现有装置中，例如所述非专利文献1的情况，使用单纯的液压阀，在其上搭载电气位置传感器用的变位计，另外，由于在控制上使用有动力效率低达33％的所述伺服阀(两段型、喷嘴挡板阀和控制阀)，故伺服机构的消耗动力大，并且从响应性的界限来看仅能够发动机转速而对应到2000rmp程度应。另外，电传感器的存在于大振动和高温环境下的动作的可靠性上有问题，该问题特称为实用上的瓶颈。
另外，在内燃机的气门阀的开闭控制中，从振动和寿命的观点出发，希望尽可能减少阀锁定时的机械冲击。即，要求使阀的落座(着座)速度减速的顺畅的落座控制。
专利文献1特开平7-34833号公报(第3～5页，图1)专利文献2特表平11-511828号公报(第11～12页，图5、6)专利文献3特开平11-173125号公报(第2～4页，图1、2)非专利文献1《液空压的数字控制和应用》近代图书(股份)出版昭和62年10月25日发行，第83～84页(田中裕久著「油空压のデイジタル制御と応用」近代図書(株)出版、昭和62年10月25日発行、第83～84頁)。
发明内容
该发明是限于上述问题点而开发的，该发明的课题在于提供一种无凸轮、无传感器的，能够降低消耗动力提高响应速度，并且能够顺畅地控制落座速度的内燃机的可动气门阀装置以及液压驱动器。
为解决上述课题，本发明的液压驱动器具有往复运动液压活塞和液压汽缸以及液压源，所述液压活塞的控制室侧比所述液压汽缸的供油室侧的受压面积大，其中，所述液压活塞在其外周部具有槽(slot)，该槽从所述供油室侧对控制室侧沿轴向连通，并且根据液压活塞的轴向变位改变所述轴向的槽断面面积，另外，所述控制室具有液压开放控制阀(方案1)根据所述结构，后文详述，对应于液压活塞的轴向变位的油量流通过所述槽，根据液压开放控制阀的排出的油流量，可自如地控制液压活塞的位置。即，所述槽即使没有位置传感器也能够起到位置反馈槽的作用，另外，所述液压开放控制阀能够起到定位的伺服控制阀(pilot valve)起作用。
作为所述方案1的液压开放控制阀的实施方式，也能够形成仅单纯接通断开的电磁开闭控制阀(方案2)，另外，也能够与后述的阀升程量的可变控制关连而形成电气液压比例控制阀(方案3)。无论如何，根据所述实施方式，通过电信号能够自如地控制液压活塞的位置。
接下来，作为将所述液压驱动器适用于内燃机的可变气门阀装置的发明，理想的是如下的方案4～方案7的发明。即，在通过联轴器及气门阀用弹簧、通过液压驱动器来进行向内燃机关进气的进气阀或排出燃烧气体的排气阀等的气门阀的开闭，并且能够可变控制所述气门阀的开闭时刻(timing)、开闭时间内燃机的可变气门阀装置中，作为所述液压驱动器使用所述方案1或方案2记载的液压驱动器，通过所述液压开放控制阀的控制进行所述气门阀的可变控制(方案4)。根据该结构，无凸轮且无传感器，与现有装置比较能够谋求消耗动力的降低和响应速度的提高并且能够可变控制所述气门阀。
另外，作为所述气门阀的可变控制，在需要在所述气门阀的开闭时刻、开闭时间的基础上再追加阀的升程量的可变控制的情况下，理想的是下述的方案5的发明。即，在通过联轴器及气门阀用弹簧、通过液压驱动器来进行向内燃机关进气的进气阀或排出燃烧气体的排气阀等的气门阀的开闭，并且能够可变控制所述气门阀的开闭时刻、开闭时间内燃机的可变气门阀装置中，作为所述液压驱动器使用所述方案3记载的液压驱动器，通过所述液压开放控制阀的控制进行所述气门阀的可变控制(方案5)。
另外，在所述方案4或方案5记载的可变气门阀装置中，随着所述液压活塞向所述气门阀关闭的方向变位，所述槽渐渐减少其轴向的槽断面面积(方案6)。由此，能够减速缓和阀的落座速度，能够顺畅地进行落座控制。后文中将对其进行详述。
另外，在所述方案6记载的可动气门阀装置中，逐渐减少所述槽的槽断面面积的结构是槽宽度一定且槽深度逐渐变化的结构(方案7)。由此，槽的结构简单，能够容易进行具有所述槽的液压活塞的制作。
另外，作为所述可变气门阀装置的控制方法，理想的是下述方案8的发明。即，在所述方案4或方案5记载的可变气门阀装置的控制方法中，所述气门阀闭动作时。将所述液压开放控制阀从开状态关闭，然后通过至少再进行一次液压开放控制阀的开闭动作，进行关闭所述气门阀的控制(方案8)。由此，后文详述，能够进行进一步减缓气门阀的落座速度的减速落座控制，能够谋求阀动作的进一步的低噪音化。
图1是说明本发明的内燃机的可变气门阀装置及液压驱动器的工作原理的模式结构图；图2(a)～2(d)是将图1的反馈槽的槽宽明显放大表示的液压活塞的实施例的局部图；图3(a)、3(b)是与图2不同的液压活塞的实施例的局部图；图4是相对伺服控制阀的阀开度的活塞变位的传递函数的方框图；图5是本发明的液压驱动器的结合图(结合graph)的模式线图；图6是表示气门阀变位的试验结果和模拟结果的图；图7是表示在降低了反馈槽的流量系数的条件下分析的气门阀变位的模拟结果之一例的图；图8是表示影响气门阀的响应性的对气门阀质量的影响的模拟结果的图；图9是表示与阀的升程量的可变控制有关的试验结果的图；
图10是表示进行了双脉冲落座控制时的气门阀变位的模拟结果之一例的图；图11是表示专利文献3公开的气门阀驱动装置的结构之一例的图。
具体实施例方式
以下根据
本发明的实施方式及实施例。
图1是说明本发明的内燃机的可变气门阀装置及液压驱动器的动作原理的模式结构图；图2是为说明方便而将图1的反馈槽的槽宽明显放大表示的液压活塞的实施例的局部图；图3是与图2不同的液压活塞的实施例的局部图。
在图1中，附图标记1是气门阀(进行发动机进气、排气控制的主要阀)、2是液压活塞(使所述气门阀1动作的液压活塞)、3是液压汽缸(与液压活塞2嵌合的汽缸)、4是反馈槽(根据活塞的变位控制油液流量的流路)、5是伺服控制阀(控制从反馈槽流出的流量的电磁开闭阀或比例阀)、6是气门阀用的弹簧(用于在非动作时将气门阀可靠锁定在内燃机的汽缸盖30的弹簧)、7是联轴器(将气门阀1和液压活塞2结合的机械要素)、8是液压泵(为了使液压活塞活动而供给高压油液的液压泵)、9是驱动器(使液压活塞2在动作时液压压力不降低或不波动的平滑用的液压设备)。
另外，在图1中，附图标记10表示油液的排液装置。另外，20是由所述液压活塞2和液压汽缸3以及其他所述周边设备(4、5、8、9、10等)构成的液压驱动器、21表示供油室、22表示控制室。
所述反馈槽4例如具有图2(a)～2(c)所示的结构(关于图2(d)和图3的变形例将在后文中叙述)。图2(b)是图2(a)的A-A剖面图，是与图1所示的同等的局部图；图2(c)表示图2(b)的B-B剖面图。如图2(a)～(c)所示，所述反馈槽4具有如下的矩形形状，即随着液压活塞2向气门阀关闭方向变位，其轴向的槽断面面积依次比例地减少，槽宽一定并且根据倾斜角θ而逐渐变化槽深度。在具有所述倾斜角θ的槽的供油室21侧具有无倾斜角的连通用的直线槽部。
另外，为了说明方便，将图2的槽宽比实际显著放大表示。从力学平衡观点来看，槽最好在轴对象上分散设置在两处，在槽宽极小的情况下也可以如图所示设置在一处。
其次，说明图1所述的可变气门阀装置及液压驱动器的动作原理。如图所示，液压活塞是控制室22侧(受压面积Ac)的受压面积大于供油室21侧(受压面积As)的异型的活塞(例如Ac/As＝1.2)，另外，如前所述，具有根据活塞自供油室侧的变位而可改变开口面积的反馈槽4。
关闭气门阀1的动作是，关闭伺服控制阀5，使通过伺服控制阀的流量Qp＝0。反馈槽4在气门阀1关闭的状态下也设定为稍敞开，由此，控制室22侧的液压Pc与由液压泵8向供油室21供给的高压的液压压力Ps相同，从面积大小关系来看，保持液压活塞2向上(关闭气门阀的朝向)动作并且以强力(F＝Ps(As-Ac)＜0)关闭气门阀的状态。
然后打开气门阀的动作是，打开伺服控制阀5，流过Qp时，控制室22的压力Pc降低，在液压活塞2上作用向下的力(F＝AsPs-AcPc＞0)，液压活塞2向下方移动。向下方移动时，与变位成比例的流量Qc通过活塞的反馈槽4流入控制室，活塞停止在与伺服控制阀流量Qp平衡的点(Qc＝Qp)上。此时的控制室22的压力Pc为通过液压活塞2的所述面积差和与气门阀1相关的弹簧6的弹力而唯一决定的压力，对液压活塞2进行位置控制。
所述液压活塞2的变位因为由伺服控制阀5的开口面积唯一决定，故若作为伺服控制阀5使用利用电信号可变地打开的比例阀时，通过电信号可自如地控制气门阀的开度即阀的升程量。
后文详细叙述所述动作的理论说明及试验结果之一例，在此之前，以下说明图2(d)和图3所示的反馈槽的变形例(4a、4b)。图2(d)的变形例表示所述包括具有图2(b)所示的倾斜角θ的槽底面的直线斜度和曲线斜度的反馈槽的例子。另外，图3是将槽的轴向槽断面面积的变化形成槽深一定槽宽可变的变形例，可由图3(a)所示的角度β进行变化。另外，图3(b)表示图3(a)的C-C剖面。由这些变形例也能够得到与所述图2(a)～(c)所示的实施例同样的作用效果，在图2(a)～2(c)所示的槽的情况下具有如下优点，即。槽形状简单，能够例如容易通过铣工加工。
接下来说明图1所示的装置的动作理论说明及试验结果之一例。另外，在动作分析的算式等中所示的各种记号如下。
Ac控制室侧受压面积Ap伺服控制阀开口面积
As供油室侧受压面积ax反馈槽倾斜b主阀衰减比Cdc流量系数(反馈槽)Cdp流向系数(伺服控制阀)K动作流体的体积弹性系数ks阀弹簧的弹簧系数m气门阀可动质量Pc控制室压力Ps供给压力Qc反馈槽通过流量Qp伺服控制阀通过流量Qs供给流量V控制室体积Wc反馈槽宽度x气门阀变位x1负重叠量(アンダ一ラツプ量underlap量)xp伺服控制阀开度ρ动作流体的密度首先，计算相对伺服控制阀开度xp的气门阀变位x的控制特性。气门阀1的运动方程式如下述〔式1〕表示。
〔式1〕md2xdt2+bdxdt+ksx=AsPs-AcPc-Fd]]>在此，Fd是通过汽缸内压而要推升活塞的外力。
然后，伺服控制阀通过流量Qp由下述〔式2〕表示。
〔式2〕Qp=CdpAp2ρpc]]>活塞的反馈槽4相对于变位比例地变深，设其倾斜度为ax(ax＝tanθ)，槽宽为Wc，则其流路面积Sx如下述〔式3〕〔式3〕Sx＝αxWc(x+x1)cosθ
由此式和下述〔式4〕计算来自槽的流量Qc。
〔式4〕Qc=CdcSx2ρ(Ps-Pc)]]>控制室22的流量的连续的式子为下述〔式5〕Qc-Qp+Acdxdt=VcKdPcdt]]>线形表示上述的流量式，则能够表示成下述〔式6〕及〔式7〕。
〔式6〕Qp＝kqpxp+kcpPc〔式7〕Qc＝kqcx-kccPc将该关系代入上述〔式5〕则得到下述〔式8〕。
〔式8〕kqcx-kccPc-kqpxp-kcpPc+Acdxdt=VKdPcdt]]>该〔式8〕的拉普拉斯变换式为下述〔式9〕。
〔式9〕(kcc+kcp+VKs)Pc=(kqc+Acs)x-kqpxp]]>另一方面，活塞的运动方程式的拉普拉斯变换式在供给压力一定下为下述〔式10〕。
〔式10〕(ms2+bs+ks)x＝-AcPc-Fd图4表示相对伺服控制阀开度xp的活塞变位x的传递函数的方块线图。在此，各系数如以下〔式11〕地置换。
〔式11〕kce=kcc+kcp,ωs=ksm,ξs=b2mks]]>该系统的稳定界限能够由下述〔式12〕表示。
〔式12〕4ξs2+2ξ[α+ωs2Tv(Tc+αTv)]αωsTv+1α(TcTv-1)>1]]>在此，α＝kskce/kqcAc，Tv＝V/Kkce，Tc＝Ac/kqc。
关于活塞的衰减比ζs计算上述式〔式12〕，则成为下式〔式13〕。
〔式13〕ξs>14{-A+A2-41α(TcTv-1)}]]>
其中，将上式的A代入下式〔式14〕中。
〔式14〕A=1+ωs2Tc+αTvωsTc]]>将主驱动器的设计值代入各项中，分别求出Tv、Tc，Tv＝1.31×10-9，Tc＝5.56×10-5。因此，Tc/Tv＞1，〔式13〕的平方根部小于A。换言之，〔式13〕的右边为负，衰减比ζs大于或等于零，即使是所谓的常识值，该系统也稳定。
电子液压驱动的气门阀，如前所述，其消耗动力的降低和响应性、落座速度的控制性成为问题。因此，通过结合图来分析主驱动器的步骤响应和过渡地要求的液压动力。
结合图是指，由流体阻力、容器、流体的惯性构成的流体系统；由电阻、电容、感抗等构成的电路；由刚体、弹簧、缓冲器等构成的力学系统等，在由能量的流动而结合结构要素的系统这共通的观点上显著的系统的曲线图(线图)表现。由于是由马萨诸塞州理工大学的Henry M.Paynter提出的，故将要素的能量的出入口称为“通道(port)”，将通道间的能量传递路径称为“结合(结合)”用线表示，能量流动的合流、分支由“1接点”、“0接点”记号表示。
一般地，由多种要素构成的系统整体的动作表现为各要素的固有性质和这些要素的结合形态的相加效果。结合图表，如上所示，由于能够很好地捕捉到系统的物理特征，故容易由该结合图表表现构成对象的系统，根据结合图表，以容易视觉明了的形式表现要素的特性和结合形态，故有效理解系统的结构，并有效分析其动作。
另外，通过专用软件，直接输入结合图表，能够执行系统的动作的模拟。主执行器的结合图表模式由图5表示。
由图6的①的曲线表示基于结合图表分析而制作的典型的气门阀变位的试验结果，②的曲线表示结合图表分析的模拟结果。在图6中，纵轴表示气门阀变位x(mm)、横轴表示时间(ms)。图6的试验条件为Ps＝14MPa，设反复频率为6Hz。气门阀从完全关闭(x＝0mm)的状态完全打开(x＝-12mm)，一边减速落座一边由弹簧力和液压力而密闭。由于该减速落座而几乎没有落座声音。
根据图6的结果，响应时间一点点地减慢到20ms，其理由是，考虑到结合有气门阀、活塞、结合器的全部质量重达430g，在高速电磁阀的电流提升上具有5ms左右的延迟等，其能够通过气门阀系统的轻型化和起动器的改进而得到改善。另外，根据图6，确认为试验值①和分析值②几乎一致，结合图表的模拟分析与实际的良好整合性。
接下来说明图7。图7表示相对于图6的试验值进行关于理论地表示反馈槽的流量的“流量系数”的考察，通过降低了反馈槽的流量系数而分析到的气门阀变位的模拟结果之一例。
重点看所述图6的气门阀落座时的动作，图6的试验值①和分析值②稍有偏差，试验值①的情况，在x＝-0.5mm附近在气门阀上表现为急减速效果。其理由是，通过降低落座附近的反馈槽的开口面积来降低流量系数。图7表示在x＝-0.5mm下将流量系数从0.7减少到0.2计算情况的结合图表分析结果，图6的试验值与图7的分析值比较好地一致。
接下来说明图8。图8表示影响如开闭信号所示那样地将伺服控制阀开闭成分级状时的气门阀的响应性的气门阀质量的影响结果。在图8中也是纵轴表示气门阀变位x(mm)、横轴表示时间(ms)。x＝0mm表示阀完全关闭的状态。气门阀的可动质量为①430g、②300g、③200g三种，在图8中表示这三个种类的模拟结果。
根据图8可知，将气门阀的可动质量从430g减少到200g时，气门阀开口时和锁定时都能够5msec程度地高速化。另外，观察落座时的动作，由图8可以看到如下的情形，通过设置在液压活塞的反馈槽上的倾斜，缩小向控制室的流路，在气门阀上表现减速效果，顺滑地落座。
下面说明图9。图9是表示与阀的升程量的可变控制有关系的试验结果。主驱动器如前所述，由于具有流体位置控制功能，故为了可改变阀升程量而需要改变压力。因此，图9表示从10MPa至14MPa阶段地(⑤～①)增加供给应力时的试验结果。
由图9可知，从⑤的6.8mm(10MPa)至①的12mm(14MPa)，气门阀最大变位大致成比例地增大，因此，阀升程量的可变控制可通过压力来进行。如前所述，作为图1的液压开放控制阀的伺服控制阀5，通过使用电气液压比例控制阀，能够进行阀升程的可变控制。另外，在控制液压大的情况下，伴随控制阀的阀座最近的流速增大而产生的负压引起发不能打开动作，故作为电气液压比例控制阀，最好使用具有用于补偿负压的油液流入口的公知的比例控制阀。
下面说明图10。图10表示所述方案8的发明的控制方法，即进行称为“双脉冲落座控制”的落座控制方法时的气门阀变位的模拟结果之一例。
如图10所示，在气门阀关闭动作时，液压开放控制阀从打开状态关闭后，再次进行液压开放控制阀的开闭动作(图10中通过32ms附近的阶梯状的二次控制脉冲而开闭动作)通过进行关闭所示气门阀的控制，能够使气门阀的落座速度为0.1mm/s。进行上述的落座控制虽然导致控制复杂化，但能够进一步降低气门阀的落座速度并且能够谋求阀动作的低噪音化，在这方面上是极为有效的。
另外，为了稳定进行上述的落座控制，检测气门阀的变位，根据该变位而在适当的时刻输出所示二次控制脉冲，最好预先试验地设定输出时刻，不设计变位计。
产业上的可利用性如上所述，根据本发明，在具有往复动作液压活塞和液压汽缸以及液压源，并且所述液压活塞的控制室侧的受压面积大于供油室侧的液压驱动器中，所述液压活塞在其外周部具有槽，该槽从所述供油室侧对控制室侧沿轴向连通，并且根据液压活塞的轴向变位改变所述轴向的槽断面面积，另外，所述控制室具有液压开放控制阀。
另外，作为将所述液压驱动器使用于内燃机的可变气门阀装置的发明，在通过联轴器及气门阀用弹簧、通过液压驱动器来进行向内燃机关进气的进气阀或排出燃烧气体的排气阀等的气门阀的开闭，并且能够可变控制所述气门阀的开闭时刻、开闭时间内燃机的可变气门阀装置中，使用所述液压驱动器通过所述液压开放控制阀的控制进行所述气门阀的可变控制，故能够提供无凸轮无传感器，谋求消耗动力降低、响应速度提高的内燃机的可变气门阀装置及液压驱动器。
另外，作为所述气门阀的可变控制，通过使用电气液压比例控制阀，能够进行在所述气门阀的开闭时刻、开闭时间的基础上再追加阀的升程量的可变控制的气门阀的可变控制。
另外，随着液压活塞向所述气门阀关闭的方向变位，所述槽渐渐减少其轴向的槽断面面积，由此，能够减速缓和阀的落座速度，能够顺畅地进行落座控制。另外，若采用所述双脉冲落座控制方法，则能够进一步降低落座速度，谋求阀动作的低噪音化。
将上述本发明的结构应用于内燃机、特别是所述LPG机关和CNG机关时，高速、高负载动作点在现行的机械凸轮发动机中爆震激烈，而存在不能实用的问题，但由于能够自如控制进气门阀的开闭时刻，能够自如控制压缩比，解决上述问题。另外，现有的汽油机和柴油机中都能够提高进气效率，故推测燃耗效率提高5～10％，另外，本发明的液压驱动器也能够使用于工作机械等一般产业用。
权利要求
1.一种液压驱动器，其具有往复动作液压活塞和液压汽缸以及液压源，所述液压活塞的控制室侧比所述液压汽缸的供油室侧的受压面积大，其特征在于，所述液压活塞在其外周部具有槽，该槽从所述供油室侧对控制室侧轴向连通，并且根据液压活塞的轴向变位改变所述轴向的槽断面面积，另外，所述控制室具有液压开放控制阀。
2.如权利要求1所述的液压驱动器，其特征在于，所述液压开放控制阀为电磁开闭控制阀。
3.如权利要求1所述的液压驱动器，其特征在于，所述液压开放控制阀为电气液压比例控制阀。
4.一种内燃机的可变气门阀装置，其通过联轴器及气门阀用弹簧，通过液压驱动器来进行向内燃机关进气的进气阀或排出燃烧气体的排气阀等的气门阀的开闭，并且能够可变控制所述气门阀的开闭时刻、开闭时间，其特征在于，作为所述液压驱动器使用所述权利要求1或权利要求2记载的液压驱动器，通过所述液压开放控制阀的控制进行所述气门阀的可变控制。
5.一种内燃机的可变气门阀装置，其通过联轴器及气门阀用弹簧，通过液压驱动器来进行向内燃机关进气的进气阀或排出燃烧气体的排气阀等的气门阀的开闭，并且能够可变控制所述气门阀的开闭时刻、开闭时间，其特征在于，作为所述液压驱动器使用所述权利要求3记载的液压驱动器，通过所述液压开放控制阀的控制进行所述气门阀的可变控制。
6.如权利要求4或5所述的可变气门阀装置，其特征在于，随着所述液压活塞向所述气门阀关闭的方向变位，所述槽渐渐减少其轴向的槽断面面积
7.如权利要求6所述的可变气门阀装置，其特征在于，逐渐减少所述槽的槽断面面积的结构是槽宽度一定且槽深度逐渐变化的结构。
8.如权利要求4或5所述的可变气门阀装置，其特征在于，在所述气门阀闭动作时，将所述液压开放控制阀从开状态关闭，然后通过再至少进行一次液压开放控制阀的开闭动作，进行关闭所述气门阀的控制。
全文摘要
本发明提供一种内燃机的可变气门阀装置、其控制方法以及液压驱动器，该液压驱动器具有液压活塞和液压汽缸以及液压源，所述液压活塞的控制室侧比所述液压汽缸的供油室侧的受压面积大，其中，所述液压活塞在其外周部具有槽，该槽从所述供油室侧相对控制室侧沿轴向连通，并且根据液压活塞的轴向变位改变所述轴向的槽断面面积，另外，所述控制室具有液压开放控制阀，通过联轴器及气门阀用弹簧、通过所述液压驱动器来进行向内燃机关进气的进气阀或排出燃烧气体的排气阀等的气门阀的开闭，并且能够可变控制所述气门阀的开闭时刻、开闭时间，由此，消耗动力降低，响应速度提高，并且能够顺畅地控制落座速度。
文档编号F02D13/02GK1764787SQ20038011020
公开日2006年4月26日 申请日期2003年12月15日 优先权日2003年3月24日
发明者田中裕久 申请人:横浜Tlo株式会社