JP2007009777A - 内燃機関の吸気・排気構造 - Google Patents

Abstract

【課題】動弁機構の吸排気効率及び点火効率を向上するとともに、ガス洩れを防止して廉価にできる内燃機関の吸気・排気構造を提供すること。
【解決手段】シリンダブロック１にはピストン５を往復動可能に配置し、シリンダヘッド１０には、吸気路１２と排気路１４とを形成する。吸気路１２には外バルブ１６と内バルブ１７とを二重の円筒形構造とする吸気バルブ１５を配置し、排気路１４には外バルブ１９と内バルブ２０とを二重の円筒形構造とする排気バルブ１８を配置する。それぞれの外バルブ１６、１９と内バルブ１７、２０には開口部１６１、１９１、及び１７１、２０１を形成するとともに駆動歯車機構によってそれぞれ別々に回転駆動する。そして、吸気行程の一部のみに吸気バルブ１５を全開にし、排気行程の一部のみに排気バルブ１８を全開にする。
【選択図】図１

Description

本発明は、４サイクルエンジンにおいて、シリンダ室への吸気、シリンダ室からの排気を行う内燃機関の吸気・排気構造に関し、さらに詳しくは、回転弁を使用して高速化を図ることのできる内燃機関の吸気・排気構造に関する。

従来から、４サイクルエンジンの吸気・排気弁は、ポペット弁を使用して構成されていることが多かった。この吸気・排気弁は往復運動可能に配置されたポペット弁が、カム機構で開弁方向に押圧可能に配置されるとともにコイルばねで閉弁方向に付勢されていた。しかし、ポペット弁を用いた弁機構においては、例えば、可変バルブのように構成すると複雑で質量が増加するとともに、ポペット弁の往復運動により高速回転に追随できないこととなっていた。そのため回動可能な円筒状のバルブを用いて回転弁とする吸気・排気構造が従来から提案されてきている。

回転弁を使用する従来の例は、例えば、特許文献１に記載されている。これによると、シリンダヘッドには、吸気ポートと排気ポートが配置され、吸気ポートとシリンダ室の燃焼室との間に吸気用回動連通弁が配置され、排気ポートとシリンダ室の燃焼室との間には排気用回動連通弁が配置されている。いずれの回動連通弁も燃焼室に連通可能な開口部を有する回動可能な円筒形バルブが配置され、円筒形バルブの内周部には開口量調整可能な調整連通バルブが回動自在に内嵌されている。円筒形バルブはピストンの往復運動に伴って所定の周期で回動され、調整連通バルブは前後の方向に微小に回動して開口量を調整している。これによって開口面積の拡大・縮小と開閉時期で吸・排気バルブタイミングと吸気の空燃比等を制御している。

また、回転弁を使用するにあたって課題となるガス漏れ対策については、特許文献２に記載されている。これによると、回動可能な弁ロータを外周面で支持する弁ハウジングは、外筒と内筒の二重管構造に形成され、外筒には熱膨張率の低い材料で形成し、内筒には熱膨張率の高い材料で形成している。これによって、弁ロータと弁ハウジングの隙間を適正に保持してシール性を高くすることができ、焼き付きなどの傷害を生じさせないようにしていた。

さらに、特許文献３では、吸気用回転弁と排気用回転弁の回転駆動をチェーン駆動機構を介して行っている内容が記載されている。これによって、回転弁の回転タイミングをクランク軸の回転に連動して行うことができていた。
特開平９−８８６４７号公報（６〜８頁、図６参照） 特開平９−２７３４０５号公報（４〜５頁、図１参照） 特開昭５２−７０２１５号公報（１〜２頁、第１図参照）

しかし、４サイクルエンジンの動弁機構においては、吸気・圧縮・膨張・排気の各行程において、弁開口部の開閉が同期化されていることが動弁機構を機能させる上で重要なポイントとなる。例えば、弁開口を広く形成した場合、ピストンが吸気のために下降した後、圧縮行程のために上昇し始める際に弁開口が広いために排気弁が開放することがあり、また、ピストンが圧縮行程から膨張行程に移りピストンのストロークの中位置において吸気弁が開放することがある。さらに、ピストンが排気行程のために上昇中、ストロークの中位置において排気弁が閉まることがある。このタイミングを成立するために弁開口を狭く形成すると、弁開口面積を過小とするため、やはり吸排気効率を悪くしてしまう。

特許文献１では、開口面積を調整することができるものの、外側の円筒形バルブと内側の調整連通バルブとが同期して駆動されているわけではないことから、上述の課題を解決することができなかった。

また、ガス洩れを解決するために構成された特許文献２では、弁ハウジングをそれぞれ材質の異なる外筒と内筒との二重構造にしていることから、複雑な構造となるとともに加工精度を高くしてコストアップに繋がっていた。

さらに、特許文献３は、回転弁を駆動するための一般的な構成を示すものであって、例えば、二重管構造に形成する回転弁を駆動するものでもなく、また、回転弁を駆動する駆動装置自体で回転弁の開口量を調整するようには構成されていなかった。

本発明は、上述の課題を解決するものであり、動弁機構の吸排気効率及び点火効率を向上するとともに、ガス洩れを防止し、さらに廉価に構成できる内燃機関の吸気・排気構造を提供することを目的とする。すなわち、
請求項１記載の発明では、往復動するピストンを有するシリンダ室と、吸気路及び排気路を有するシリンダヘッドと、を備えて前記シリンダ室に吸気、前記シリンダ室から排気を行う内燃機関の吸気・排気構造であって、
前記吸気路には吸気用バルブが配設されるとともに前記排気路には排気用バルブが配設され、
前記吸気用バルブ及び前記排気用バルブとは、それぞれ一部に開口部を有して回動可能な外バルブと内バルブとを備えて二重円筒構造に形成され、
前記吸気用バルブ及び前記排気用バルブのそれぞれの外バルブと内バルブとは、吸気工程における前記ピストンのストロークの中位置のみ前記吸気用バルブの外バルブと内バルブの開口部を一致して開弁するタイミングを有し、排気工程における前記ピストンのストロークの中位置のみ前記排気用バルブの外バルブと内バルブの開口部を一致して開弁するタイミングを有するように同期駆動可能に構成されていることを特徴とするものである。

請求項２記載の発明では、前記吸気用バルブの内バルブは、前記吸気用バルブの外バルブに対して１／２の回転で且つ同一方向に回動され、前記排気用バルブの内バルブは、前記排気用バルブの外バルブに対して１／２の回転で且つ同一方向に回動されることを特徴としている。

請求項３記載の発明では、前記吸気用バルブの外バルブと内バルブ及び前記排気用バルブの外バルブと内バルブとには、断面が外周側に向かって突出する凸状に形成されたガス漏れ防止用のシール部材が装着されていることを特徴としている。

請求項４記載の発明では、前記シリンダ室には主燃焼室が形成されるとともに、前記吸気用バルブと前記シリンダ室との間には副燃焼室が形成され、前記副燃焼室には前記吸気用バルブからの空気を整流する整流板を有し、かつ、前記副燃焼室に対向して燃料を噴射する噴射ノズルの噴射口及び点火プラグの点火電極が配置されていることを特徴としている。

請求項５記載の発明では、前記ピストンの上面には半円状の凹状溝が形成され、前記副燃焼室から供給される空気又は混合気が前記凹状溝に進入することによって、渦流を発生することを特徴としている。

請求項６記載の発明では、前記吸気用バルブと前記排気用バルブは、はすば歯車を含む歯車機構に連結されることによって、前記外バルブと前記内バルブとが角度位相可能に構成されていることを特徴としている。

請求項１記載の発明によれば、吸気用バルブは、回動可能な外バルブと内バルブとからなり、それぞれ開口部が形成されている。外バルブの開口部と内バルブの開口部とが一致してさらに吸気路と連通することによって、シリンダ室内に空気が吸入される。また、排気バルブは、回動可能な外バルブと内バルブとからなり、それぞれ開口部が形成されている。外バルブの開口部と内バルブの開口部とが一致してさらに排気路と連通することによって、シリンダ室内から排気ガスが排気される。

一方、内燃機関の一サイクルは、吸気・圧縮・膨張・排気の行程を経ることになり、ピストンの往復移動の際、吸気行程で吸気側のバルブを全開し、排気行程で排気側のバルブを全開することとなる。

本発明においては、吸気行程においてピストンが上死点位置から徐々に下降し、ストロークの中位置に達したときのみに、吸気バルブの外バルブの開口部と内バルブの開口部とを一致させて、且つ吸気路に連通できるように回動駆動させると、吸気バルブが全開状態となり吸気が行われる。その後、吸気バルブと排気バルブとは閉じられたまま、圧縮・膨張行程が行われる。そして、排気行程において、ピストンが下死点位置から徐々に上昇してストロークの中位置に達したときのみに、排気バルブの外バルブの開口部と内バルブの開口部とを一致させて、且つ排気路に連通できるように回動駆動させると、排気バルブが全開状態となりシリンダ室からの排気が行われる。この吸気バルブの内バルブと外バルブ及び排気行程の内バルブと外バルブは、吸気・圧縮・膨張・排気行程と同期して駆動されて、吸気及び排気の際には、吸気バルブと排気バルブとは、開口面積を最大限にすることができる。

これによって、吸気・排気行程以外の行程、圧縮行程・膨張行程では、吸気バルブ・排気バルブが開くことなく、吸気・排気効率を高めてエンジンの高性能化を図ることができる。また、吸気バルブ及び排気バルブが往復運動を伴わない動弁機構を構成するとともに、小径の円筒形状のバルブで最大限の開口面積を形成することができることから、高速化は勿論、コンパクトな吸気・排気構造を提供することができる。

請求項２記載の発明によれば、吸気バルブ及び排気バルブの各内バルブは、外バルブに対して１／２の回転でしかも同一方向に回転することによって、請求項１のタイミングを構成することができることから、請求項１記載の効果を達成することができる。

請求項３記載の発明によれば、例えば、吸気バルブ及び排気バルブの内バルブと外バルブの外周面に溝を形成すれば、それぞれガス用のシール部材を装着することができ、圧縮ガスや燃焼ガスのガス洩れを防止できる。そのため、シンプルな形状でガス漏れ防止対策を行うことができる。この際、シール部材を、断面が外周面に向かって凸状に形成して溝内に装着すれば、シール部材は内壁と外壁とで弾性変形してシール性を向上することができる。

請求項４記載の発明によれば、吸気路には、シリンダ室の主燃焼室と、吸気バルブとの間に副燃焼室が形成されている。副燃焼室では、吸気バルブから流入する空気と燃焼噴射ノズルから噴射される燃料とが混合された混合気が濃い状態にあり、そのため、点火プラグで着火されると火炎を発生して、希薄な混合気を形成する主燃焼室を即座に着火することができる。従って、着火効率を向上することができる。

請求項５記載の発明によれば、副燃焼室から主燃焼室に向かって流入された混合気は、ピストンの上面に形成された凹状溝で渦流を発生する。

この渦流は円周方向に沿って渦巻くスワール渦流とシリンダ上部に向かって渦巻くタンブル渦流を発生させる。この二つの渦流により混合気を充分に攪拌し、この状態で点火プラグで着火させれば副燃焼室から火焔を噴出し主燃焼室の稀薄な混合気を着火させることとなる。副燃焼室にある燃焼ガスは排出されず、吸気行程時の空気とともにシリンダ室内に流入する。これにより内部ＥＧＲの量が大きくなり、燃焼温度が低下するため排気ガス中のＮＯ_Xを減少させることとなる。

請求項６記載の発明によれば、弁開口面積を可変とする可変バルブタイミングを形成する場合、吸気バルブ又は排気バルブにおける外バルブと内バルブのいずれかの軸方向への移動によって行われる。歯車機構にはすば歯車を配置させることによって、内バルブ又は外バルブを軸方向に移動させて回転位相角度を形成させることができる。従って、エンジンの低負荷時や高負荷時に空気量を調整して燃焼効率の最適な状態を形成することができる。また、この可変バルブ機構は、吸気バルブ又は排気バルブ自体の質量を増加させずにできることから、吸気バルブ又は排気バルブが回転する際の負荷の増加とならない。

次に、本発明による内燃機関の吸気・排気構造の一形態を図面に基づいて説明する。

図１〜２は、４サイクルエンジンの吸気・排気構造を示すものであって、シリンダブロック１内に形成されたシリンダ室３にはクランクシャフトに軸支されたピストン５が上下動可能に配置され、シリンダブロック１の上方にはシリンダヘッド１０が配置されている。シリンダ室３の上部は主燃焼室４として形成され、また、ピストン５の上面には円弧状の凹状溝７がほぼ半周にわたって形成されている（図１４参照）。

シリンダヘッド１０には、吸気マニホールド１１から連接された吸気ポート１２ａを有する吸気路１２と排気マニホールド１３に連接された排気ポート１４ａを有する排気路１４とが形成されている。吸気路１２は、吸気マニホールド１１側端面からシリンダ室３に向かって斜め方向に直線状に傾斜して形成されるとともにシリンダ室３の直前で僅かにくの字状に屈曲して形成されている。排気路１４は、排気マニホールド１３側端面からくの字状に屈曲した後、シリンダ室３側に向かって直線状に延設して形成されている。

吸気路１２の直線状の中間位置には円筒形の吸気バルブ１５が配置され、排気路の直線状の中間位置には円筒形の排気バルブ１８が配置されている。吸気バルブ１５及び排気バルブ１８は、それぞれ外バルブ１６、１９、内バルブ１７、２０を有して二重円筒構造を形成している。

つまり、図３〜５に示すように、吸気バルブ１５は円筒状の外バルブ１６と円筒状の内バルブ１７とで構成され、内バルブ１７が外バルブ１６に内嵌して配置されている。また、排気バルブ１８は、円筒状の外バルブ１９、円筒状の内バルブ２０とで構成され、内バルブ２０が外バルブ１９に内嵌されている。ここで吸気バルブ１５と排気バルブ１８とは同じ形状であることから、詳細は吸気バルブ１５だけで説明する。

外バルブ１６と内バルブ１７とは、それぞれ別に回動駆動されることから、外バルブ１６とシリンダヘッド１０との間にはわずかな嵌合隙間Ｈ１が形成されるとともに外バルブ１６と内バルブ１７との間にも僅かな嵌合隙間Ｈ２が形成されている。外バルブ１６には軸方向に長孔状の開口部１６１、１６１が対称位置に一対形成され、内バルブ１７には軸方向に長孔状の開口部１７１、１７１が一対形成されている。なお、排気バルブ１８の外バルブ１９の開口部を１９１とし、内バルブ２０の開口部を２０１とする。

シリンダヘッド１０はアルミニウム合金、外バルブ１６がステンレス鋼（例えば、ＳＵＳ３０４）、内バルブ１７がステンレス鋼（例えば、ＳＵＳ３１０Ｓ）で形成すると、熱膨張係数がそれぞれ大・中・小となって、嵌合隙間Ｈ１、Ｈ２が高速・高負荷になるほど広がって熱歪みによる喰い付きを防止することができる。

また、外バルブ１６の外周面には開口部１６１を挟んで２箇所にシール溝１６２、１６２が全周にわたって形成され、内バルブ１７の外周面には開口部１７１を挟んで２箇所にシール溝１７２、１７２が全周にわたって形成されている。各シール溝１６２、１７２には、ガスシール２１、２２が装着される。ガスシール２１，２２は、図５〜６に示すように、断面が外周側に突出した凸状に形成され一方の端部には半円の切欠部２１１、２２１が複数に形成されている。さらに円周上の１箇所には切断面２１２、２２２が形成され、シール溝１６２，１７２に装着しやすいようにしている。図５において、嵌合隙間Ｈ１から流入した圧力ガスは切欠部２１１からガスシール２１の断面凸状の円弧面内側に入り、ガスシール２１を外側に押し出す力が働く。嵌合隙間Ｈ１が大きくなるとその力も大きくシール性を向上させることとなる。

このガスシール２１、２２は、炭素系の材料で形成されるとともに、耐熱性、耐食性、自己潤滑性、シール性、耐摩耗性、熱伝導性に優れたものを使用することが望ましい。そして弾力性を持たせることによって、外バルブ１６の外周面又は内バルブ１７の外周面より張り出した部位を縮径させて嵌合隙間Ｈ１、Ｈ２を埋めるようにシールする。また、内バルブ１７の内周面には、内バルブ１７を生産する際における各シリンダごとの仕切りの目的で、止め栓２３、２３が配置されている。

なお、シリンダヘッド１０には、吸気路１２のシリンダ室３側付近に燃料を噴射できるように燃料噴射ノズル２４が配置されるとともにその下方に点火プラグ２５が配置されている。吸気路１２における燃料噴射ノズル２４の噴射口２４ａと点火プラグ２５の点火電極２５ａに対向する位置が副燃焼室２６として形成されシリンダ室３の上部位置に形成される主燃焼室４と連通することとなる。さらに、吸気路１２の吸気バルブ１５の下流側に整流板２７が配置され、吸気バルブ１５から流出した空気を整流させて副燃焼室２６に供給している。

また、シリンダヘッド１０には、排気路１４付近に冷却水用孔２８が複数箇所に形成されている。

上記のように、シリンダヘッド１０は、吸気バルブ１５及び排気バルブ１８が、それぞれ吸気路１２、排気路１４に対して直交する円筒形に形成されていることから、アルミダイキャストで製造することができる。アルミダイキャストで製造することによって、生産性向上を図ることができるとともに、産業廃棄物の発生を減少させてリサイクル性を向上させることができる。

次に、吸気バルブ１５、排気バルブ１８を回動駆動する駆動歯車機構について説明する。図７〜８に示すように、駆動歯車機構３０は、図示しない駆動源に連結されたタイミングプーリ３１と、タイミングプーリ３１に一体的に形成された駆動はすば歯車３２と、吸気バルブ１５の外バルブ１６の一端に装着されて駆動はすば歯車３２に歯合された第１のはすば歯車３３と、排気バルブ１８の外バルブ１９の一端に装着されて第１のはすば歯車３３に歯合された第２のはすば歯車３４とを有している。これによって、タイミングプーリ３１の回転が吸気バルブ１５の外バルブ１６と排気バルブ１８の外バルブ１９に伝達されて、吸気バルブ１５の外バルブ１６と排気バルブ１８の外バルブ１９とが、お互いに反対方向に回転される。

また、排気バルブ１８の外バルブ１９の他端に第１の平歯車３５が装着されるとともに、排気バルブ１８の内バルブ２０の他端（内バルブ２０における第１の平歯車３５側端部）には第３のはすば歯車３６が装着されている。第１の平歯車３５と第３のはすば歯車３６との間には、第１の平歯車に歯合される第１の中間平歯車３７と第１の中間平歯車３７に歯合される第２の中間平歯車３８が配置され、さらに第２の中間平歯車３８と第２の中間平歯車３８の軸心方向に延設される第１の中間はすば歯車３９とが一体的に形成されて配置されるとともに、第１の中間はすば歯車３９に歯合される第２の中間はすば歯車４０が配置されている。そして、第２の中間はすば歯車４０と第３のはすば歯車３６が歯合されて、排気バルブ１８の内バルブ２０が回転駆動される。

そして、吸気バルブ１５の内バルブ１７の他端（内バルブ１７における第１のはすば歯車３３と反対側）に第４のはすば歯車４１が装着されて、第４のはすば歯車４１が第３のはすば歯車３６と歯合することによって、吸気バルブ１５の内バルブ１７が、排気バルブ１８の内バルブ２０と反対側の方向に回転駆動されることとなる。

つまり、上記のように各歯車を配置することによって、吸気バルブ１５の外バルブ１６と内バルブ１７とは同一方向に回転駆動され、排気バルブ１８の外バルブ１９と内バルブ２０とは同一方向に回転駆動され、吸気バルブ１５と排気バルブ１８とはお互いに反対の方向に回転駆動されることとなる。

さらに、排気バルブ１８側の外バルブ１９に装着した第１の平歯車３５から排気バルブ１８側の内バルブ２０に装着した第３のはすば歯車３６への回転伝達を１／２に減速するように各中間歯車（第１の中間平歯車３７、第２の中間平歯車３８、第１の中間はすば歯車３９、第２の中間はすば歯車４０）の歯数を形成すれば、吸気バルブ１５と排気バルブ１８の内バルブ１７、２０は外バルブ１６、１９に対して半分の回転で駆動されることとなる。

また、第４のはすば歯車４１は、油圧シリンダ４５のピストンロッド４６に一端が連結された増幅レバー４７の他端に連結されて、吸気バルブ１５の内バルブ１７を外バルブ１６の軸方向に沿って摺動できるように配置されている。この際、第４のはすば歯車４１と外バルブ１６との端面との間にコイルばね４８を配置して第４のはすば歯車４１を外バルブ１６から離れる方向に付勢している。

油圧シリンダ４５は第４のはすば歯車４１を内バルブ１７とともに、外バルブ１６に対して摺動可能に駆動させる。さらに、外バルブ１６の外周面の一端には外バルブ１６を摺動させる油圧シリンダ４９が装着されている。

なお、油圧シリンダ４５及び油圧シリンダ４９は、例えば、図示しないオイルポンプに配管されてオイルポンプを駆動源とすることができるものであるが、図８の太線で示すように、第１の中間平歯車３７及び第２の中間平歯車３８をギヤポンプとして構成し、油を送り出す駆動源として油圧シリンダ４５及び油圧シリンダ４９に供給可能に配管することができる。これによって、オイルポンプが設置されていない仕様のものであっても油圧シリンダ４５及び油圧シリンダ４９を作動することができる。また、この場合、ギヤポンプと油圧シリンダ４５、４９とが近接していることによって油圧の流れが速くなり、エンジン回転とアクセルとの応答を良好にすることができる。さらに特別な油圧制御機構を必要としないことから、機構を簡略化することができ、コストダウンを図ることができる。

次に、上述のように構成されたエンジンの吸気・排気構造の作用について図９〜１３及び図１４に基づいて説明する。この作用は、吸気・圧縮・膨張・排気の行程順に行われるとともに、ピストン５の２往復で吸気バルブ１５の外バルブ１６が反時計方向に１回転し、排気バルブ１８の外バルブ１９は時計方向に１回転することとなる。また、それぞれの内バルブ１７、２０は、外バルブ１６、１９の半分の回転で駆動される。

図９に示すように、ピストン５が上死点位置にあるとき、吸気バルブ１５において、外バルブ１６の開口部１６１は吸気路１２の軸線に対して右側に約４５度の角度に傾いた位置にあり、内バルブ１７の開口部１７１は右側に約２２．５度傾いた位置にある。従って、この位置においては、吸気路１２は吸気バルブ１５によって通路が塞がれていることとなり、吸気路１２を流れてくる空気はシリンダ室３には導入されていない。

一方、排気バルブ１８においては、外バルブ１９の開口部１９１を吸気路１４の軸線に対して右側に約４５度の角度に傾けた位置にあり、内バルブ２０の開口部２０１は右側に約２２．５度に傾いた位置にある。この排気バルブ１８の場合は、吸気バルブ１５と反対の方向に回転することから、開口部１９１、２０１は徐々に離れていくこととなる。従って、排気バルブ１８も閉じた状態にあることから、シリンダ室３の空気は排気されない。

図示しないクランクシャフトの回転により、ピストン５が下降することによって吸気行程に入る。ピストン５の下降に伴って、吸気バルブ１５が反時計方向に回転し、外バルブ１６の開口部１６１と内バルブ１７の開口部１７１とが吸気路１２に徐々に接近すると、徐々に開口されることとなって空気がシリンダ室３内に徐々に供給される。図１４（ａ）に示すように、吸気バルブ１５を通過した空気は、整流板２７で直進方向に進むように整流された後、副燃焼室２６を通りピストン５の上面に形成した凹状溝７に沿って主燃焼室４内で渦巻き始める。

吸気行程においては、図１０（ａ）に示すように、ピストン５が徐々に下降してストロークの中位置に達すると、駆動歯車機構３０でピストン５の動きに連動して駆動される吸気バルブ１５の外バルブ１６は、反時計方向に回転して開口部１６１を吸気路１２に一致させる。また、同様にピストン５の動きに連動して駆動される内バルブ１７は、反時計方向に回転して開口部１７１を吸気路１２に一致させる。

従って、吸気バルブ１５の外バルブ１６１の開口部１６１と、内バルブ１７の開口部１７１とが、吸気路１２の通路と一致するため、吸気バルブ１５は全開状態となって空気を大量に受け入れ副燃焼室２６を通ってシリンダ室３内に導入することとなる。

一方、排気バルブ１８においては、外バルブ１９の開口部１９１は吸気路１４の軸線に対して右側に約９０度の角度に傾いた位置にあり、内バルブ２０の開口部２０１は右側に約４５度傾いた位置にある。従って、排気バルブ１８を閉じた状態にあることから、シリンダ室３の排気ガスは排気されない。

そして、燃料噴射ノズル２４からシリンダ室３に向かって燃料が噴出されると、図１４（ｂ）に示すように、シリンダ室３内では燃料と空気とが混合されて混合気となり、混合気は凹状溝７に沿って渦巻状となり主燃焼室４内でスワール渦流を発生させる。

図１０（ｂ）に示すように、ピストン５がさらに下降して下死点位置に達すると、吸気バルブ１５において、外バルブ１６は、反時計方向に回転して開口部１６１を吸気路１２の軸線に対して左側に約４５度の角度傾けた位置に進み、内バルブ１７の開口部１７１は左側に約２２．５度傾けた位置に進む。従って、この位置においては、吸気路１２は吸気バルブ１５によって通路が塞がれることとなり、吸気路１２を流れてくる空気はシリンダ室３には導入されない。

一方、排気バルブ１８においては、外バルブ１９の開口部１９１は排気路１４の軸線に対して右側に約１３５度の角度に傾いた位置に進み、内バルブ２０の開口部２０１は右側に約４５度傾いた位置に進む。従って、排気バルブ１８も閉じた状態にあることから、シリンダ室３の排気ガスは排気されない。

そしてシリンダ室３は最大容積となり、シリンダ室３内に充満されている混合気は、図１４（ｃ）に示すように、主燃焼室４内において周方向に渦巻きながらシリンダ室３の上部に向かって流れてタンブル渦流を発生させることとなる。シリンダ室３内ではスワール渦流とタンブル渦流の２つの渦流によって混合気の充分な攪拌が行われることとなる。

次に、ピストン５は下死点位置から上昇を始める。この際、シリンダ室３には、燃料と空気とが混合気となって充満していることから、ピストン５の上昇によってシリンダ室３は圧縮行程に移行することとなる。圧縮行程においては、図１１（ａ）に示すように、ピストン５がストロークの中位置に達すると、吸気バルブ１５において、外バルブ１６は、反時計方向に回転して開口部１６１を吸気路１２の軸線に対して約９０度の角度に傾けた位置に進み、内バルブ１７の開口部１７１は左側に約４５度傾けた位置に進む。従って、この位置においては、吸気路１２は吸気バルブ１５によって通路が塞がれることとなり、吸気路１２を流れてくる空気はシリンダ室３には導入されない。

一方、排気バルブ１８においては、外バルブ１９の開口部１９１は吸気路１４の軸線に一致する位置に移動するものの、内バルブ２０の開口部２０１は右側に約９０度傾いた位置に進む。従って、排気バルブ１８も閉じた状態にあることから、シリンダ室３の混合気は排気されない。

次に、ピストン５が上昇して上死点位置に達すると、図１１（ｂ）に示すように、吸気バルブ１５において、外バルブ１６は、反時計方向に回転して開口部１６１を吸気路１２の軸線に対して左側に約１３５度の角度に傾けた位置に進み、内バルブ１７の開口部１７１は左側に約６７．５度傾けた位置に進む。従って、この位置においては、吸気路１２は吸気バルブ１５によって通路が塞がれることとなり、吸気路１２を流れてくる空気はシリンダ室３には導入されない。

一方、排気バルブ１８においては、外バルブ１９の開口部１９１は吸気路１４の軸線に対して左側に約１３５度の角度に傾いた位置に進み、内バルブ２０の開口部２０１は右側に約１１１．５度傾いた位置に進む。従って、排気バルブ１８も閉じた状態にあることから、シリンダ室３の混合気は排気されない。

この位置は圧縮行程の最終段階であり、シリンダ室３内の混合気は高い圧力となっている。ここで、点火プラグ２５で点火させると副燃焼室２６において、濃い混合気が燃焼して火炎を噴射させる。

次に、ピストン５が下降して膨張行程に移行する。図１２（ａ）に示すように、ピストン５がストロークの中位置に達すると、吸気バルブ１５においては、外バルブ１６の開口部１６１が吸気路１２と一致する位置に進むものの、内バルブ１７の開口部１７１は吸気路１２に対して９０度傾いた位置に進むことから、やはり新たな吸気は行われない。

また、排気バルブ１８においては、外バルブ１９の開口部１９１が排気路１４に対して左側に４５度傾いた位置に進み、内バルブ２０の開口部２０１が右側に約１５７．５度傾いた位置に進むことから排気路１４を塞ぐこととなって、シリンダ室３内の排気ガスは排気されない。この際、副燃焼室２６で着火された火炎は、容積が広がって副燃焼室２６に比べて希薄となっているシリンダ室３内の主燃焼室４の混合気を着火する。従って、副燃焼室２６で火炎が噴射することから、主燃焼室４において希薄な混合気であっても着火は良好に行われる。

ピストン５がさらに下降して、図１２（ｂ）に示すように、下死点位置に達すると、吸気バルブ１５においては、外バルブ１６の開口部１６１は吸気路１２に対して右側に約１３５度傾いた位置に進み、内バルブ１７の開口部１７１は吸気路１２に対して左側に１１１．５度傾いた位置に進むことから、やはり吸気路１２を塞いだままにしている。

一方、排気バルブ１８においても、外バルブ１９の開口部１９１は排気路１４に対して左側に約４５度傾いた位置に進み、内バルブ２０の開口部２０１は左側に約２２．５度傾いた位置に進んでいることから、排気路１４を塞ぎ排気ガスの排出は行われない。

図１３に示すように、ピストン５が上昇すると排気行程に移行する。ピストン５が徐々に上昇してストロークの中位置に達すると、吸気バルブ１５においては、外バルブ１６の開口部１６１が吸気路１２に対して９０度傾いた位置に進み、内バルブ１７の開口部１７１が左側に約１３５度傾いた位置に進むから、吸気路１２を塞いだままにある。しかし、排気バルブ１８においては、図１２の（ｂ）の状態から、排気バルブ１８が時計方向に進むことから、外バルブ１９の開口部１９１及び内バルブ２０の開口部２０１が排気路１４に重なり合うように進ことになり、シリンダ室３内の排気ガスを徐々に排気する状態となる。そして、ピストン５のストロークの中位置において、排気バルブ１８は全開状態となって、内部の排気ガスを全て排気することとなる。

従って、実施形態の吸気・排気構造では吸気バルブ１５と排気バルブ１８のそれぞれの外バルブ１６、１９と内バルブ１７、２０とは、それぞれ同一方向に回転駆動されるとともに、内バルブ１７、１９が外バルブ１６、１９に対して１／２の回転で駆動されることから、吸気行程において、ピストン５のストロークの中位置で、吸気バルブ１５を全開にすることができ、排気行程において、ピストン５のストロークの中位置で、排気バルブ１８を全開にすることが可能となる。

また、ピストン５の上面に円周方向に沿って半円弧状の凹状溝を形成することによって渦流を発生させることができることから、燃料と空気との混合気の攪拌を充分に行うことができる。

さらに、吸気バルブ１５と主燃焼室４との間に、副燃焼室２６を設けることによって、広い容量となる主燃焼室で混合気が希薄となっても、副燃焼室２６にある濃い混合気を、先ず燃焼させることで主燃焼室４の着火を容易にすることができ着火効率を高めることができる。

次に、吸気バルブ１５又は排気バルブ１８において、可変バルブタイミングを可能とする動弁機構の作用について図１５に基づいて説明する。図１５は、説明をわかりやすくするために、排気バルブ１８側を省略して吸気バルブ１５について説明するものである。

つまり、図８に示すように、油圧シリンダ４５を作動して内バルブ１７を外バルブ１６に対して伸張する方向（矢印Ａ方向）に移動させると、外バルブ１６の開口部１６１と内バルブ１７の開口部１７１とは、図１５（ａ）に示すように、その重なり合う開口部を狭くする。同時に、図８における第４のはずば歯車４１は、第３のはすば歯車３６に対して摺動することから、第４のはすば歯車４１と第３のはすば歯車３６とは、内バルブ１７の摺動分回転することになり、吸気バルブ１５の矢印Ｘ方向への移動に伴い、狭められた開口部は、図１５（ｂ）に示すように、元の位置に対して遅れる方向に角度位相された位置となる。そして、開口部を狭小にした状態では、エンジンの低負荷時に適応するものであって吸気バルブ１５を通る空気量を少なくして、弁の開くタイミングを遅くすることになる。

また、油圧シリンダ４５を作動して内バルブ１７を外バルブ１６に対して縮小する方向（矢印Ｂ方向）に移動させ、油圧シリンダ４９を作動して外バルブ１６を内バルブに対して縮小する方向（矢印Ｃ方向）に移動させると、外バルブ１６の開口部１６１と内バルブ１７の開口部１７１とは、図１５（ｃ）に示すように、その重なり合う開口部を広くする。同時に、図８における第４のはずば歯車４１は、第３のはすば歯車３６に対して摺動することから、第４のはすば歯車４１と第３のはすば歯車３６とは、内バルブ１７の摺動分回転することになり、吸気バルブ１５の矢印Ｙ方向への移動に伴い、広められた開口部は、図１５（ｄ）に示すように、元の位置に対して進める方向に角度位相された位置となる。そして、開口部を広くした状態では、エンジンの高負荷時に適応するものであって吸気バルブ１５を通る空気量を多くして、弁の開くタイミングを速くすることになる。なお、排気バルブ１８についても同様の作用となる。

上述のように、実施形態のエンジンの吸気・排気構造では、エンジンの低負荷時、又は高負荷時に合わせて弁開口のタイミングを可変とすることが可能となる。

本発明の一形態による内燃機関の吸気・排気構造を示す主要断面図である。 図１における一部拡大断面図である。 図１の吸気バルブを示す分解斜視図である 図３における縦断面図である。 図４におけるガスシールの装着状態を示す拡大断面図である。 図４におけるガスシールの一部を示す展開図である。 吸気バルブ・排気バルブの駆動歯車機構を示す斜視図である。 同断面図である。 吸気バルブ・排気バルブの作用を示す簡略断面図である。 吸気行程の作用を示す簡略断面図である。 圧縮行程の作用を示す簡略断面図である。 膨張行程の作用を示す簡略断面図である。 排気行程の作用を示す簡略断面図である。 吸気行程における作用を示す一部断面図である。 可変バルブタイミングを示す簡略図である。

符号の説明

３、シリンダ室
４、主燃焼室
５、ピストン
７、凹状溝
１０、シリンダヘッド
１２、吸気路
１４、排気路
１５、吸気バルブ
１６、外バルブ
１６１、開口部
１７、内バルブ
１７１、開口部
１８、排気バルブ
１９、外バルブ
１９１、開口部
２０、内バルブ
２０１、開口部
２１、ガスシール
２２、ガスシール
２４、燃料噴射ノズル
２５、点火プラグ
２６、副燃焼室
３０、駆動歯車機構
３２、駆動はすば歯車
３３、第１のはすば歯車
３４、第２のはすば歯車
３６、第３のはすば歯車
４１、第４のはすば歯車
４５、油圧シリンダ

本発明は、上述の課題を解決するものであり、動弁機構の吸排気効率及び点火効率を向上するとともに、ガス洩れを防止し、さらに廉価に構成できる内燃機関の吸気・排気構造を提供することを目的とする。すなわち、
請求項１記載の発明では、往復動するピストンを有するシリンダ室と、吸気路及び排気路を有するシリンダヘッドと、を備えて前記シリンダ室に吸気、前記シリンダ室から排気を行う内燃機関の吸気・排気構造であって、
前記吸気路には吸気用バルブが配設されるとともに前記排気路には排気用バルブが配設され、
前記吸気用バルブ及び前記排気用バルブとは、それぞれ一部に開口部を有して回動可能な外バルブと内バルブとを備えて二重円筒構造に形成され、
前記吸気用バルブ及び前記排気用バルブのそれぞれの外バルブと内バルブとは、吸気行程における前記ピストンのストロークの中位置のみ前記吸気用バルブの外バルブと内バルブの開口部を一致して開弁するタイミングを有し、排気行程における前記ピストンのストロークの中位置のみ前記排気用バルブの外バルブと内バルブの開口部を一致して開弁するタイミングを有するように同期駆動可能に構成され、
前記吸気用バルブの内バルブは、前記吸気用バルブの外バルブに対して１／２の回転で且つ同一方向に回動され、前記排気用バルブの内バルブは、前記排気用バルブの外バルブに対して１／２の回転で且つ同一方向に回動されることを特徴とするものである。

また、排気バルブ１８においては、外バルブ１９の開口部１９１が排気路１４に対して左側に約９０度傾いた位置に進み、内バルブ２０の開口部２０１が右側に約１３５度傾いた位置に進むことから排気路１４を塞ぐこととなって、シリンダ室３内の排気ガスは排気されない。この際、副燃焼室２６で着火された火炎は、容積が広がって副燃焼室２６に比べて希薄となっているシリンダ室３内の主燃焼室４の混合気を着火する。従って、副燃焼室２６で火炎が噴射することから、主燃焼室４において希薄な混合気であっても着火は良好に行われる。

本発明は、上述の課題を解決するものであり、動弁機構の吸排気効率及び点火効率を向上するとともに、ガス洩れを防止し、さらに廉価に構成できる内燃機関の吸気・排気構造を提供することを目的とする。すなわち、
請求項１記載の発明では、クランク軸に軸支されて往復動するピストンを有するシリンダ室と、吸気路及び排気路を有するシリンダヘッドと、を備えて前記シリンダ室に吸気、前記シリンダ室から排気を行う内燃機関の吸気・排気構造であって、
前記吸気路には吸気用バルブが配設されるとともに前記排気路には排気用バルブが配設され、
前記吸気用バルブ及び前記排気用バルブとは、それぞれ一部に開口部を有して回動可能な外バルブと内バルブとを備えて二重円筒構造に形成され、
前記吸気用バルブの内バルブは、前記クランク軸に対して１／４回転で回動されるとともに前記吸気用の外バルブは前記クランク軸に対して１／２回転で回動され、前記排気用バルブの内バルブは、クランク軸に対して１／４回転で回動されるとともに前記排気用の外バルブは前記クランク軸に対して１／２回転で回動され、
且つ前記吸気用の内バルブと外バルブとは同一方向に回動され、前記排気用バルブの内バルブと外バルブとは同一方向に回動され、
前記吸気用バルブ及び前記排気用バルブのそれぞれの外バルブと内バルブとは、吸気行程における前記クランク軸の９０度の位置のみ前記吸気用バルブの外バルブと内バルブの開口部を一致して開弁するタイミングを有し、排気行程における前記クランク軸の２７０度の位置のみ前記排気用バルブの外バルブと内バルブの開口部を一致して開弁するタイミングを有するように同期駆動可能に構成されていることを特徴とするものである。

請求項２記載の発明では、前記吸気用バルブの外バルブと内バルブ及び前記排気用バルブの外バルブと内バルブとには、断面が外周側に向かって突出する凸状に形成されたガス漏れ防止用のシール部材が装着されていることを特徴としている。

請求項３記載の発明では、前記シリンダ室には主燃焼室が形成されるとともに、前記吸気用バルブと前記シリンダ室との間には副燃焼室が形成され、前記副燃焼室には前記吸気用バルブからの空気を整流する整流板を有し、かつ、前記副燃焼室に対向して燃料を噴射する噴射ノズルの噴射口及び点火プラグの点火電極が配置されていることを特徴としている。

請求項４記載の発明では、前記ピストンの上面には半円状の凹状溝が形成され、前記副燃焼室から供給される空気又は混合気が前記凹状溝に進入することによって、渦流を発生することを特徴としている。

請求項５記載の発明では、前記吸気用バルブと前記排気用バルブは、はすば歯車を含む歯車機構に連結されることによって、前記外バルブと前記内バルブとが角度位相可能に構成されていることを特徴としている。

また、本発明によれば、吸気バルブ及び排気バルブの各内バルブは、外バルブに対して１／２の回転でしかも同一方向に回転することによって、上述のタイミングを構成することができることから、上述の効果を達成することができる。

請求項２記載の発明によれば、例えば、吸気バルブ及び排気バルブの内バルブと外バルブの外周面に溝を形成すれば、それぞれガス用のシール部材を装着することができ、圧縮ガスや燃焼ガスのガス洩れを防止できる。そのため、シンプルな形状でガス漏れ防止対策を行うことができる。この際、シール部材を、断面が外周面に向かって凸状に形成して溝内に装着すれば、シール部材は内壁と外壁とで弾性変形してシール性を向上することができる。

請求項３記載の発明によれば、吸気路には、シリンダ室の主燃焼室と、吸気バルブとの間に副燃焼室が形成されている。副燃焼室では、吸気バルブから流入する空気と燃焼噴射ノズルから噴射される燃料とが混合された混合気が濃い状態にあり、そのため、点火プラグで着火されると火炎を発生して、希薄な混合気を形成する主燃焼室を即座に着火することができる。従って、着火効率を向上することができる。

請求項４記載の発明によれば、副燃焼室から主燃焼室に向かって流入された混合気は、ピストンの上面に形成された凹状溝で渦流を発生する。

請求項５記載の発明によれば、弁開口面積を可変とする可変バルブタイミングを形成する場合、吸気バルブ又は排気バルブにおける外バルブと内バルブのいずれかの軸方向への移動によって行われる。歯車機構にはすば歯車を配置させることによって、内バルブ又は外バルブを軸方向に移動させて回転位相角度を形成させることができる。従って、エンジンの低負荷時や高負荷時に空気量を調整して燃焼効率の最適な状態を形成することができる。また、この可変バルブ機構は、吸気バルブ又は排気バルブ自体の質量を増加させずにできることから、吸気バルブ又は排気バルブが回転する際の負荷の増加とならない。

Claims (6)

1. 往復動するピストンを有するシリンダ室と、吸気路及び排気路を有するシリンダヘッドと、を備えて前記シリンダ室に吸気、前記シリンダ室から排気を行う内燃機関の吸気・排気構造であって、
   前記吸気路には吸気用バルブが配設されるとともに前記排気路には排気用バルブが配設され、
   前記吸気用バルブ及び前記排気用バルブとは、それぞれ一部に開口部を有して回動可能な外バルブと内バルブとを備えて二重円筒構造に形成され、
   前記吸気用バルブ及び前記排気用バルブのそれぞれの外バルブと内バルブとは、吸気工程における前記ピストンのストロークの中位置のみ前記吸気用バルブの外バルブと内バルブの開口部を一致して開弁するタイミングを有し、排気工程における前記ピストンのストロークの中位置のみ前記排気用バルブの外バルブと内バルブの開口部を一致して開弁するタイミングを有するように同期駆動可能に構成されていることを特徴とする内燃機関の吸気・排気構造。
2. 前記吸気用バルブの内バルブは、前記吸気用バルブの外バルブに対して１／２の回転で且つ同一方向に回動され、前記排気用バルブの内バルブは、前記排気用バルブの外バルブに対して１／２の回転で且つ同一方向に回動されることを特徴とする請求項１記載の内燃機関の吸気・排気構造。
3. 前記吸気用バルブの外バルブと内バルブ及び前記排気用バルブの外バルブと内バルブとには、断面が外周側に向かって突出する凸状に形成されたガス漏れ防止用のシール部材が装着されていることを特徴とする請求項１又は２記載の内燃機関の吸気・排気構造。
4. 前記シリンダ室には主燃焼室が形成されるとともに、前記吸気用バルブと前記シリンダ室との間には副燃焼室が形成され、前記副燃焼室には前記吸気用バルブからの空気を整流する整流板を有し、かつ、前記副燃焼室に対向して燃料を噴射する噴射ノズルの噴射口及び点火プラグの点火電極が配置されていることを特徴とする請求項１，２又は３記載の内燃機関の吸気・排気構造。
5. 前記ピストンの上面には半円状の凹状溝が形成され、前記副燃焼室から供給される空気又は混合気が前記凹状溝に進入することによって、渦流を発生することを特徴とする請求項４記載の内燃機関の吸気・排気構造。
6. 前記吸気用バルブと前記排気用バルブは、はすば歯車を含む歯車機構に連結されることによって、前記外バルブと前記内バルブとが角度位相可能に構成されていることを特徴とする請求項１，２，３，４又は５のいずれかに記載の内燃機関の吸気・排気構造。

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