JP2009228614A - Two stroke type internal combustion engine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、2ストローク式内燃機関に関する。 The present invention relates to a two-stroke internal combustion engine.
レシプロ式内燃機関のうちで、内燃機関の1回転すなわち2行程で1つのサイクルをを構成する、いわゆる2ストローク内燃機関は、周知のように、排気弁(掃気弁とも呼ぶ)と吸気弁(給気弁とも呼ぶ)とを備え、その弁取付配置によって、ループ式、ユニフロー式などがある。いずれの場合でも、一般的には、シリンダ壁に弁口を開口させてその掃気,給気を行なってきた。この場合、ピストンの摺動部分に開口部があり、シリンダ壁を潤滑している潤滑油が未燃、既燃ガスに混入しやすく、潤滑油に起因するエミッションの悪化,オイル消費量の悪化を招き易かった。一方、2ストローク式内燃機関は、既燃ガスの排出と新気の吸入を1行程中に同時に行なうため、新気によって、既燃ガスを押し出す効率、いわゆる掃気効率が機関の出力やトルクに大きく影響を及ぼす。この掃気効率は、掃気口と給気口とを離間させたほうが改善する。前述のユニフロー方式では、一般的に、ピストン下死点近傍より新気を流入させ、頭上に設けられた排気弁により、既燃ガスを排出することで掃気効率を改善している。ただし、この方式では前述の潤滑油に起因するエミッションの悪化やオイル消費量の悪化が生じ易い。一方、ループ方式は、一般的に掃気効率がユニフロー方式に比べて低い傾向がある。 Among reciprocating internal combustion engines, a so-called two-stroke internal combustion engine that constitutes one cycle by one rotation of the internal combustion engine, that is, two strokes, is known as an exhaust valve (also called a scavenging valve) and an intake valve (supply valve). There are a loop type and a uniflow type depending on the valve mounting arrangement. In any case, generally, a valve port is opened on the cylinder wall to perform scavenging and supply. In this case, there is an opening in the sliding part of the piston, and the lubricating oil that lubricates the cylinder wall is likely to be mixed with unburned and burned gas, resulting in deterioration of emissions and oil consumption due to the lubricating oil. It was easy to invite. On the other hand, in a two-stroke internal combustion engine, burned gas is discharged and fresh air is sucked simultaneously in one stroke. Therefore, the efficiency of pushing out burned gas by fresh air, so-called scavenging efficiency, is greatly increased in engine output and torque. affect. The scavenging efficiency is improved by separating the scavenging port and the air supply port. In the above-described uniflow method, generally, fresh air is introduced from the vicinity of the bottom dead center of the piston, and the scavenging efficiency is improved by discharging burned gas through an exhaust valve provided overhead. However, in this method, the emission and the oil consumption are easily deteriorated due to the above-mentioned lubricating oil. On the other hand, the loop method generally has a lower scavenging efficiency than the uniflow method.
このような問題に対して、特許文献1には、いわゆる頭上弁型の2ストローク式内燃機関が記載されている。すなわち、円筒状の側壁に開口部のないシリンダを摺動するピストンを備え、ペントルーフ型の燃焼室の上方に吸気弁用のカムシャフト(弁駆動軸)と、排気弁用のカムシャフトとを有し、このうち吸気弁用のカムシャフトで吸気弁を、また排気弁用のカムシャフトで排気弁を独立に駆動する、いわゆるDOHC(ダブルオーバーヘッドカムシャフト)の動弁形式とし、弁挟角を小さく設定している。動弁形式がDOHCであるこの2ストローク式内燃機関では、シリンダ内の掃気は、燃焼室の直上にあって立つように形成されている吸入ポートに、ルーツ型スーパーチャージャなどの掃気ポンプより供給される加圧空気を導入することによって行われる。吸入ポートが立っている構成とした理由は、燃焼室内にタンブル(渦流)を形成し、このタンブルによって掃気作用を行わせるためである。この2ストローク式内燃機関の特徴は、シリンダ壁にいわゆるポートを設けていないためにシリンダが熱変形を起こしにくく、従って過給することによって比出力(排気量当たりの最高出力)を極めて大きく設計することができる点にある。
上記の特許文献1では、吸気弁や排気弁のバルブリフト特性、つまり最大リフト量や吸・排気弁の開時期から閉時期までのクランク角度区間である作動角が運転条件に関係なく固定である。このため、例えば低回転低負荷域に適合するように吸気弁のリフト量や作動角を設定した場合、高回転・高負荷域では空気充填を十分に行うことができないなどの問題がある。このため、過給を行って、高回転・高負荷域でのシリンダ内への空気充填を確保しているわけであるが、吸気弁のリフト量や作動角が低回転・低負荷域と同じ設定であると、吸気弁が絞りとして作用してしまい、良好な空気充填を行わせることが困難である。特に、4ストローク式内燃機関よりも吸気弁の開弁期間の短い2ストローク式内燃機関にあっては、高回転・高負荷域でのシリンダ内への空気充填が十分に行われないと、その比出力が低下する傾向にある。
In the above-mentioned
そこで、例えば吸気弁や排気弁のリフト量や作動角を可変に制御可能な可変動弁機構を設け、例えば低回転・低負荷時には吸気弁のリフト量や吸気弁の作動角を小さくし、高回転・高負荷時になると、吸気弁が絞りとならないように吸気弁のリフト量や吸気弁の作動角を大きくすることが考えられる。但し、上記の特許文献1のように、可変動弁機構を備えずかつ動弁形式がDOHCである2ストローク式内燃機関において、燃焼室内にタンブルを得ようと弁挟角を小くしているときには、吸気側のカムスロケットと排気側のカムスプロケットとが近接してしまうのであるが、この上さらに吸気弁に対して可変動弁機構を備えさせようとしても、そのままではカムスプロケットの周りに可変動弁機構を配置するスペースを見つけることができず、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトが困難となる。
Therefore, for example, a variable valve mechanism that can variably control the lift amount and operating angle of the intake valve and exhaust valve is provided. For example, when the engine speed is low and the load is low, the lift amount of the intake valve and the operating angle of the intake valve are reduced. It is conceivable to increase the lift amount of the intake valve and the operating angle of the intake valve so that the intake valve does not become a throttle at the time of rotation and high load. However, as in
また、4ストローク式内燃機関の分野においては、吸気弁と排気弁の双方に可変動弁機構を設け、冷機時や暖機後の状態を含めた機関運転状態に応じてバルブリフト特性を適切に制御する技術は数多く提案されている。しかしながら、2ストローク式内燃機関の分野においては、このような冷機時や暖機後の状態におけるバルブリフト特性の設定については、十分に検討されていない。 Also, in the field of 4-stroke internal combustion engines, variable valve mechanisms are provided for both the intake and exhaust valves, and the valve lift characteristics are appropriately adjusted according to the engine operating conditions including the cold and warm-up conditions. Many techniques for controlling have been proposed. However, in the field of a two-stroke internal combustion engine, the setting of the valve lift characteristic in such a cold state or after a warm-up state has not been sufficiently studied.
本発明は、このような背景技術に鑑みてなされたものであり、燃焼室の上方に吸気弁を駆動する吸気側駆動軸と排気弁を駆動する排気側駆動軸とが設けられた2ストローク式内燃機関において、上記吸気弁の閉時期を変更可能な吸気側可変動弁機構を有し、吸気弁のバルブ軸線と排気弁のバルブ軸線とのなす弁挟角が小さくなるように、双方の駆動軸のそれぞれを、そのバルブ軸線に対してシリンダ軸線から遠い側にオフセットさせており、かつ、上記冷機状態では、暖機後の状態に比して、吸気弁閉時期を遅角させることを特徴としている。 The present invention has been made in view of such background art, and is a two-stroke type in which an intake side drive shaft that drives an intake valve and an exhaust side drive shaft that drives an exhaust valve are provided above a combustion chamber. The internal combustion engine has an intake-side variable valve mechanism that can change the closing timing of the intake valve, and drives both of them so that the angle between the valve axis of the intake valve and the valve axis of the exhaust valve is reduced. Each of the shafts is offset to the far side from the cylinder axis with respect to the valve axis, and in the cold state, the intake valve closing timing is retarded compared to the state after the warm-up. It is said.
より好ましくは、上記排気弁の閉時期を変更可能な排気側可変動弁機構を有し、上記冷機状態では、暖機後の状態に比して、排気弁閉時期を遅角させることを特徴としている。 More preferably, it has an exhaust side variable valve mechanism that can change the closing timing of the exhaust valve, and the exhaust valve closing timing is retarded in the cold state as compared with the state after warming up. It is said.
本発明によれば、吸・排気弁の駆動軸のそれぞれを、そのバルブ軸線に対してシリンダ軸線から遠い側にオフセットさせているために、可変動弁機構やカムスプロケット等の動弁系部品を配置するスペースを確保しつつ、弁挟角を小さく設定して、吸気弁をシリンダ軸線に平行に近づけることができ、新気(給気)を鉛直下向きに近く流入することが可能となり、燃焼室内に形成されるタンブルにより燃焼室内の既燃ガスを効率よく掃気することができる。加えて、冷機状態では、暖機後の状態に比して、少なくとも吸気弁閉時期、より好ましくは排気弁閉時期もあわせて遅角させることで、比較的燃焼状態が安定している暖機後の状態においては残留ガスを適切に確保して冷却損失を低減しつつ、燃焼が不安定な冷機状態では吸気弁閉時期の遅角化により残留ガスを抑制し、安定した燃焼を行うことができる。つまり、2ストローク式内燃機関における暖機後の状態における冷却損失の低減化と冷機状態での燃焼安定性の向上との両立を図ることができる。 According to the present invention, since each of the drive shafts of the intake / exhaust valves is offset to the far side from the cylinder axis with respect to the valve axis, the valve operating system parts such as the variable valve mechanism and the cam sprocket are provided. While ensuring the space to arrange, the valve clamping angle can be set small and the intake valve can be made parallel to the cylinder axis, so that fresh air (supply air) can flow in vertically downward, and the combustion chamber The burned gas in the combustion chamber can be efficiently scavenged by the tumble formed in the above. In addition, in the cold state, the warm-up operation in which the combustion state is relatively stable is delayed by at least the intake valve closing timing, more preferably the exhaust valve closing timing, in comparison with the state after the warm-up. In the later state, the remaining gas is appropriately secured to reduce the cooling loss, while in the cold state where the combustion is unstable, the remaining gas is suppressed by retarding the closing timing of the intake valve and stable combustion can be performed. it can. That is, it is possible to achieve both reduction in cooling loss in the state after warm-up in the two-stroke internal combustion engine and improvement in combustion stability in the cold state.
以下、本発明の好ましい実施形態を図面に基づいて説明する。図1を参照して、内燃機関の吸気通路91には、上流側より、エアクリーナ92、ルーツ式過給機(スーパーチャージャー)の送風機(圧縮機)93、電制のスロットル弁94、及び燃料噴射弁95が配置され、排気通路96には、上流側より、三元触媒である上流側触媒97及び下流側触媒98の他、マフラ99が配置されている。上流側触媒97の上流側と下流側には、空燃比フィードバック制御のための空燃比センサ174,175が設けられている。ここで、主な特徴としては、2ストローク式内燃機関でありながら、吸気弁10と排気弁11とがともにシリンダ上方に配置された頭上ポペット弁タイプを採用し、これにより潤滑油が作動ガスに流入することに起因する不具合を回避するようにしている。また、掃気促進のために、吸気通路91の上流に送風機93が取り付けられている。
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. Referring to FIG. 1, an
図2は、吸気側にのみ可変動弁機構18を適用した第1の動弁例を示している。シリンダブロック1には、円筒状の側壁に開口部のない複数のシリンダ2が穿設されており、各シリンダ2内をピストン3が図で上下に往復動する。シリンダヘッド4には2つの傾斜壁面5、6を有する、いわゆるペントルーフ型の燃焼室7が形成され、各傾斜壁面5、6に吸気ポート8と排気ポート9とがそれぞれ開口している。なお、吸気ポート8は図示しないが下流側で2つに分岐され、その各分岐端が燃焼室7への開口端となっている。同様にして、排気ポート9は上流側で2つに分岐され、各分岐端が燃焼室7への開口端となっている。4つの開口端により囲まれた燃焼室7の頂部には混合気を火花点火する点火プラグ110がシリンダ軸線cに沿うように配置されている。
FIG. 2 shows a first valve operation example in which the
2つの開口端を有する吸気ポート8はシリンダ2上方(図2の上方)へ大きく立ち上がって、つまり吸気ポート8の軸線dとシリンダ軸線cとの間の角度が小さくなるように形成されている。これは、吸気ポート8の各開口端より燃焼室7へと流入する空気によって燃焼室7内にタンブルが形成されるようにするためである。ここで、タンブルとは図2の紙面の表より裏へと貫通する線を想定した場合に、この線の周りに旋回する空気の流れ(渦流)のことである。一方、上流端側に2つの開口端を有する排気ポート9は燃焼室7への開口端で上方に立ち上がった後、右方へと急激に曲げて形成されている。
The
吸気ポート8の2つの開口端をそれぞれ開閉する吸気弁10と、排気ポート9の2つの開口端をそれぞれ開閉する排気弁11とは立ち上がるように配置されている。つまり、吸気弁10の弁軸線gと排気弁11の弁軸線hとのなす弁挟角が小さなものとなるようにされている。このように吸・排気弁10、11が立ち上がるように配置されているのも、吸気ポート8の各開口端より空気が速やかに燃焼室7へと流入するように、また燃焼室7内より既燃ガスが速やかに排気ポート9へと掃気されるようにするためである。なお、図2には一組の吸・排気弁10、11しか示していないが、実際には図で紙面裏あるいは紙面前方にもう一組の吸・排気弁が配置されている。
The
図3に示すように、吸気ポート8の各開口端と、開弁状態にある各吸気弁10との隙間より燃焼室7内へと流入する空気は、吸気弁10側(図で左側)のシリンダ壁2aに沿う流れeと、燃焼室7の中央へ向かう流れfとに分かれることとなる。ここで、2つの流れe、fに対応して、吸気ポート8と、開弁状態にある吸気弁10との隙間に形成される有効開口面積を、吸気側のシリンダ壁2aに沿う流れeを形成する有効開口面積である第1有効開口面積と、燃焼室7の中央へと向かう流れfを形成する有効開口面積である第2有効開口面積との2つに分けるとすれば、第1有効開口面積のほうが、第2有効開口面積よりも大きくなるように、吸気ポート8及び吸気弁10の各形状と、吸気ポート8及び吸気弁10の配置とが適切に設定されている。つまり、排気弁寄りの第2有効開口面積が排気弁から遠い側の第1有効開口面積よりも小さく設定されている。なお、吸気通路や吸気ポートの途中に流れを規制する補助弁体を設けてその流れを規制することで、排気弁寄りの等価開口面積が小さくなるようにしてもよい。
As shown in FIG. 3, the air flowing into the
内燃機関の運転時において、吸入空気は吸気ポート8内を軸線dの方向に流れる。空気は次に、各吸気弁10の傘部を通過するが、吸気側シリンダ壁2aに沿う流れeを形成する第1有効開口面積のほうが、燃焼室7の中央へと向かう流れeを形成する第2有効開口面積よりも大きくなるようにしているので、空気は吸気側シリンダ壁2aに沿って下方へと主に流れる。この下方に向かう空気の流れは、吸気側シリンダ壁2aに沿って下降した後、ピストン冠面3aにぶつかり、その後は方向を右へと変えてピストン冠面3aを横断し、排気側のシリンダ壁2bにぶつかり、今度は排気側のシリンダ壁2bに沿って上昇する。この場合、ピストン冠面3aは平らにあるいはわずかにドーム状になっていることが好ましい。ただし、ドームの半径は空気の運動を乱すものであってはならない。
During operation of the internal combustion engine, the intake air flows in the
燃焼室7内に流入した空気は、このようにして燃焼室7内に縦方向の渦流であるタンブルを形成し、排気ポート9の開口端より排気ポート9へと出なかった空気は燃焼室7の天井を横切って吸気側のシリンダ壁2aに達し、再び上記の渦流に加わって流れる。つまり、空気はタンブルを形成しながら、ループ状に循環するので、燃焼室7内は2ストローク式内燃機関の場合でも極めて効果的に掃気される。空気は、タンブルを形成して燃焼室7内を循環するとき、燃焼済みの既燃ガスをその先頭で押して、燃焼室7内から排気ポート9の開口端へと押し出す。このタンブルにより、2ストローク式内燃機関の場合でも、上死点において極めて強力な乱流が生じる。
The air that has flowed into the
吸・排気弁10、11を駆動する方式(動弁形式)は、DOHC(ダブルオーバーヘッドカムシャフト)である。DOHCでは、吸気弁用のカムシャフトと、排気弁用のカムシャフトとが吸・排気弁の上部に設けられており、例えば排気弁11は、常時はバルブスプリング12により上方に付勢されて閉弁状態にあるが、排気弁用のカムシャフト14(排気弁の弁駆動軸)に一体に形成されているカム15により、排気弁11の頭部に設けられているバルブリフタ13(第2バルブリフタ)が押し下げられ、排気弁11が弁座より離れて下方に向かい開弁する。
The system (valve type) for driving the intake /
一方、吸気弁10のほうも常時はバルブスプリング16により上方に付勢されて閉弁状態にあることは排気弁11と同じであるが、排気弁11側と相違して、可変動弁機構18を備えている。図4は可変動弁機構18の概略斜視図である。可変動弁機構18は、吸気弁10のリフト量及び作動角を連続的に変化させ得る吸気側作動角可変機構21と、吸気弁10が最大リフトを迎えるクランク角度位置(この吸気弁のクランク角度位置を、以下「吸気弁のリフト中心角」という。)の位相(図示しないクランクシャフトに対する位相)を進角側もしくは遅角側に変化させ得る位相可変機構41とが組み合わされて構成されている。吸気側作動角可変機構21により、吸気弁10のリフト量と吸気弁10の作動角とが同時に変化するものでは、吸気弁10のリフト量及び吸気弁10の作動角を総称して「吸気弁のリフト」ということにする。従って、「吸気弁のリフト」を小さくするとき、吸気弁のリフト量と吸気弁の作動角とが共に小さくなり、この逆に「吸気弁のリフト」を大きくするとき、吸気弁のリフト量と吸気弁の作動角とが共に大きくなる。
On the other hand, the
この可変動弁機構18は、本出願人が先に提案したものであるが、例えば特開2002−256905号、特開平11−107725号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。まず、吸気側作動角可変機構21を説明する。吸気側作動角可変機構21は、シリンダヘッド4上部のカムブラケット(図示しない)に回転自在に支持される駆動軸22(吸気弁の弁駆動軸)と、この駆動軸22に、圧入等により固定される偏心カム23と、上記駆動軸22の上方位置に同じカムブラケットによって回転自在に支持されると共に駆動軸22と平行に配置される制御軸32と、この制御軸32の偏心カム部38に揺動自在に支持されるロッカアーム26と、吸気弁10の上端部に配置されているバルブリフタ30に当接する揺動カム29とを備えている。上記偏心カム23とロッカアーム26とはリンクアーム24によって、またロッカアーム26と揺動カム29とはリンク部材28よってそれぞれ連係されている。なお、図4においても1気筒当たり2つの吸気弁10を備える多気筒内燃機関のうち一気筒分で代表させて示している。従って、吸気弁10とバルブリフタ30(第1バルブリフタ)と揺動カム29とが2つずつ描かれている。上記の駆動軸22は、後述するように、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して図示しない内燃機関のクランクシャフトによって駆動されるものである。円形外周面を有する上記偏心カム23はその外周面の中心が駆動軸22の軸心から所定量だけオフセットされ、偏心カム23の外周面にリンクアーム24の環状部が回転可能に嵌合している。
The
上記のロッカアーム26は、略中央部が上記偏心カム部38によって揺動可能に支持され、その一端部に連結ピン25を介して上記リンクアーム24のアーム部が連係し、他端部に連結ピン27を介して上記リンク部材28の上端部がそれぞれ連係している。上記偏心カム部38は、制御軸32の軸心から偏心し、従って制御軸32の回転角度位置に応じてロッカアーム26の揺動中心が変化することとなる。
The
上記の揺動カム29は、駆動軸22の外周に嵌合して回転自在に支持され、側方へ延びた端部に連結ピン37を介して上記リンク部材28の下端部が連係している。この揺動カム29の下面には、駆動軸22と同心状の円弧をなす基円面と、その基円面から所定の曲線を描いて延びるカム面とが連続して形成され、これらの基円面ならびにカム面が、揺動カム29の揺動位置に応じてバルブリフタ30の上面に当接している。すなわち、上記基円面はベースサークル区間として、吸気弁10のリフト量(及び吸気弁の作動角)がゼロとなる区間であり、揺動カム29が揺動してカム面がバルブリフタ30に接触すると、徐々に吸気弁10が下方にリフトしていくことになる。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のランプ区間が設けられている。
The rocking
上記の制御軸32は、一端部に設けられたリフト制御用アクチュエータ33によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。このリフト制御用アクチュエータ33は、例えば制御軸32の後端部に設けられている部材34の一部であって制御軸32の軸心から所定量オフセットされた位置より突出するピン34aと、プランジャ35bの先端に設けられたくちばし状の爪35aとの係合を介して、制御軸32を回転させる油圧アクチュエータ35と、この油圧アクチュエータ35への供給油圧を制御する第1油圧装置(例えば油圧制御弁)36とからなり、第1油圧装置36は、エンジンコントロールユニット39からの制御信号によって制御される。なお、制御軸32の回転角度は、図示しない制御軸センサによって検出される。
The
この吸気側作動角可変機構21の作用は次のようなものである。駆動軸22がクランクシャフト2により回転すると、偏心カム23のカム作用によってリンクアーム24が上下動し、これに伴ってロッカアーム26が揺動する。このロッカアーム26の揺動は、リンク部材28を介して揺動カム29へ伝達され、この揺動カム29が揺動する。この揺動カム29のカム作用によって、バルブリフタ30が押圧され、吸気弁10が下方にリフトする。ここで、リフト制御用アクチュエータ33を介して制御軸32の回転角度が変化すると、ロッカアーム26の初期位置が変化し、ひいては揺動カム29の初期揺動位置が変化する。上記の偏心カム部38の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、吸気弁10のバルブリフト特性は連続的に変化する。つまり、吸気弁10のリフト量及び作動角を、両者同時に連続的に拡大、縮小させることができる。各部のレイアウトによるが、例えば、吸気弁10のリフト量及び作動角の大小変化に伴い、吸気弁10の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。
The operation of the intake side operating
次に、位相可変機構41は、上記の駆動軸22の前端部に設けられるスプロケット42と、このスプロケット42と上記駆動軸22とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる位相制御用アクチュエータ43とから構成されている。上記スプロケット42は、図示しないタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、図示しないクランクシャフトに連動している。上記位相制御用アクチュエータ43は、例えば油圧式の回転型アクチュエータ44と、この油圧アクチュエータ44への供給油圧を制御する第2油圧装置(例えば油圧制御弁)45とからなり、第2油圧装置45は、エンジンコントロールユニット39からの制御信号によって制御される。この位相制御用アクチュエータ43の作用によって、スプロケット42と駆動軸22とが相対的に回転し、吸気弁10のリフト中心角がクランク角に対して遅れたり進んだりする。つまり、吸気弁10のリフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、このときの進角側や遅角側への各変化も、連続的に得ることができる。この位相可変機構41の制御状態は、駆動軸22の回転位置に応答する図示しない駆動軸センサによって検出される。
Next, the
なお、作動角可変機構21ならびに位相可変機構41の制御としては、制御軸センサ、駆動軸センサの各センサの検出値に基づくクローズドループ制御に限らず、運転条件に応じて単にオープンループ制御するだけでもかまわない。
Note that the control of the operating
このような吸気側作動角可変機構21と位相可変機構41とからなる可変動弁機構18を備えた本実施形態の2ストローク式内燃機関を制御するため、クランク角センサ172により検出される機関回転速度Ne、機関負荷、水温センサ173により検出される冷却水温Twがエンジンコントロールユニット39に入力されている。なお、機関負荷については、例えば燃料噴射制御を実行する図示しないフローにおいて、図示しないエアフローメータにより検出される吸入空気量と、機関回転速度とに基づいて基本燃料噴射パルス幅Tpが算出されているので、その基本噴射パルス幅Tpを機関負荷として用いればよい。水温センサ173により検出される冷却水温Twに代えて、油温を用いることができる。
In order to control the two-stroke internal combustion engine of this embodiment provided with such a
そして、エンジンコントロールユニット39では次のような制御を行う。すなわち、冷却水温Twに基づいて内燃機関の暖機が完了したか否かをみて、内燃機関の暖機完了後になると、機関回転速度Neと基本噴射パルス幅Tpとから定まる運転条件が低回転速度域(あるいは低負荷域)にあるか否かをみる。これは、機関回転速度Neと基本噴射パルス幅Tpとをパラメータとする運転領域図において予め低回転速度域とする領域を定めておけばよい。運転条件がこの予め定めてある低回転速度域にあるときには吸気弁10のリフトを小さくする指示を第1油圧装置36に対して、かつこのときの最適な吸気弁の開閉時期となるように吸気弁10のリフト中心角(つまり吸気弁の開閉時期)を進遅させる指示を第2油圧装置45に対して出す。一方、運転条件がこの予め定めてある低回転速度域にない、つまり高回転速度域にあるときには吸気弁10のリフトを大きくする指示を第1油圧装置36に対して、かつこのときの最適な吸気弁の開閉時期となるように吸気弁10のリフト中心角(つまり吸気弁の開閉時期)を進遅させる指示を第2油圧装置45に対して出す。
The
ここでは運転条件を簡易的に低回転速度域と高回転速度域の2つに分け、これに対応して吸気弁10のリフトも大小の2つである場合で説明したが、運転条件を低負荷域と高負荷域の2つに分け、これに対応して低負荷域で吸気弁10のリフトを小さくし、高負荷域になるほと吸気弁のリフトを大きするようにしてもかまわない。また、内燃機関の回転速度が高くなるほどあるいは機関負荷が大きくなるほど吸気弁10のリフトが連続的に大きくなるようにしてもかまわない。
Here, the operating conditions are simply divided into two regions of a low rotational speed region and a high rotational speed region, and the case where the lift of the
このような吸気側作動角可変機構21と位相可変機構41とからなる可変動弁機構18を備えた本実施形態の2ストローク式内燃機関は、スロットル弁94のみに依存せず、吸気弁10の開閉を制御することによって吸入空気量が制御される。なお、実用内燃機関では、ブローバイガスの還流等のために吸気系に若干の負圧が存在していることが好ましいので、図1に示すように吸気通路の上流側にスロットル弁94を設けている。
The two-stroke internal combustion engine of this embodiment provided with such a
図2を参照して、動弁形式がDOHCの場合に、吸気弁10の弁軸と排気弁11の弁軸とのなす角度である弁挟角を小さくすると、機関前面での吸・排気弁の弁駆動系のレイアウトに影響する。つまり、可変動弁機構18を備えない場合でも、動弁形式がDOHCである2ストローク式内燃機関の弁挟角を小さくしたときには、機関前面において吸気弁用カムシャフトの先端に取り付けられる吸気スプロケットと、排気弁用カムシャフトの先端に取り付けられる排気スプロケットとが近接してしまう。このとき、2つの吸・排気弁10、11を伸ばすことで、より小さな弁狭角に対応することは可能であるが、機関高さが増加してしまうため、小さな弁挟角への対処として吸・排気弁10、11を伸ばすことは得策でない。一方、吸気、排気の各スプロケットを小さくすると、これに対応してクランクスプロケットの径を小さくしなければならず、今度はプーリの巻きつけ角などの成立性が困難となる。そこで、こうした場合にギアを用いて成立解を見い出すこともできるが、この場合、クランクシャフトとカムシャフトとのタイミングのずれを排除するため、シザーズギア等を用いることとなる。しかしながら、シザーズギア等を用いるのでは内燃機関のフリクションが増加してしまう。動弁形式がDOHCである2ストローク式内燃機関において、弁挟角が小さいことに伴うこうした問題は、上述した可変動弁機構18を備えさせる場合にも全く同じに生じる。
Referring to FIG. 2, when the valve operating type is DOHC, the intake / exhaust valve at the front of the engine is reduced by reducing the valve clamping angle, which is the angle formed by the valve shaft of
ここで、作動角可変機構21の上記駆動軸22は、可変動弁機構18を備えない2ストローク式内燃機関において動弁方式がDOHCである場合の吸気弁用カムシャフト(吸気弁の弁駆動軸)に相当するので、前述したように、吸気弁10の弁軸線g上に駆動軸22の軸心がくるように設けられるのが基本であるが、本実施形態では、これと相違して、図2にも示したように、吸気弁10と排気弁11を左右に並べた面(つまり紙面)に直交する方向からみて、吸気弁10の弁軸線gで左右に分割したとき、駆動軸22(2つの弁駆動軸の少なくとも一方)をこの弁軸線gよりも図で左側(つまり弁軸線gの右側にはシリンダ軸線cがあるがこのシリンダ軸線cがあるのと反対側)に偏心させる、つまり弁軸線gに対してシリンダ軸線cから遠い側にオフセットさせて設けることで、動弁形式がDOHCである2ストローク式内燃機関において、弁挟角が小さいことに伴う上記問題点を解消させる。すなわち、駆動軸22を図で左方に偏心させることは、駆動軸22を含めた可変動弁機構18の全体が図で左側に移動することを意味し、可変動弁機構18が全体としてシリンダ軸線cより離れる方向に配置されると、吸気カムスプロケットの周りに可変動弁機構18を配置するスペースが新たに生じることになり、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトの成立が容易になる。なお、駆動軸22が吸気弁10の弁軸線gよりも偏心している場合の吸気側作動角可変機構21の動きそのものは、駆動軸22が吸気弁10の弁軸線gより偏心していない場合の動きと基本的に変わりない。
Here, the
同様にして、図2にも示したように、吸気弁10と排気弁11を左右に並べた面(紙面)に直交する方向からみて、排気弁11の弁軸線hで左右に分割したとき、排気弁用カムシャフト14(2つの弁駆動軸の少なくとも一方)をこの弁軸線hよりも図で右側(つまり弁軸線hの左側にはシリンダ軸線cがあるがこのシリンダ軸線cがあるのと反対側)に偏心させて設け、つまり弁軸線hに対してシリンダ軸線cよりも遠い側にオフセットさせて設け、これによっても動弁形式がDOHCである2ストローク式内燃機関において、弁挟角が小さいことに伴う上記問題点を解消させる。すなわち、排気弁用カムシャフト14を図で右方に偏心させることは、排気弁用カムシャフト14を含めた弁駆動系の全体が図で右側に移動することを意味し、排気弁の弁駆動系が全体としてシリンダ軸線cより離れる方向に配置されると、排気カムスプロケットの周りにも新たなスペースが生じることになり、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトを成立させることがさらに容易になる。
Similarly, as shown in FIG. 2, when the
このように本実施形態では、円筒状の側壁に開口部のないシリンダ2を摺動するピストン3を備え、ペントルーフ型の燃焼室7の上方に吸気弁10の弁駆動軸と、排気弁11の弁駆動とを有し、このうち吸気弁10の弁駆動軸で吸気弁10を、また排気弁11の弁駆動軸で排気弁11を独立に駆動すると共に、弁挟角を小さく設定している2ストローク式内燃機関において、吸気側作動角可変機構21(吸気弁、排気弁の少なくとも一方のリフト量または作動角を可変に制御可能な可変動弁機構)を備え、吸気弁10の弁駆動軸である駆動軸22を対象とし、図2において吸気弁10と排気弁11を左右に並べた面(つまり紙面)に直交する方向からみて、この対象としている吸気弁10の弁駆動軸である駆動軸22により駆動される吸気弁10の弁軸線gで左右に分割したとき、この対象としている吸気弁10の弁駆動軸である駆動軸22を、シリンダの軸線cのない側(図で左側)に偏心させて設けるので、燃焼室7内に形成されるタンブルにより燃焼室7内の既燃ガスを効率よく掃気しつつ、高回転速度時(あるいは高負荷時)に吸気弁10が絞りとして作用することがなくなり、特に4ストローク式内燃機関よりも吸気弁10の開弁期間の短い2ストローク式内燃機関にあっても、シリンダ2内への空気充填がスムーズに十分に行われ、高回転速度時の比出力が向上し、さらに動弁形式がDOHCであっても、吸気カムスプロケットの周りに吸気側作動角可変機構21(可変動弁機構)を配置するスペースを確保でき、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトを容易に成立させることができる。
As described above, in this embodiment, the
また、排気弁11の弁駆動軸である排気弁カムシャフト14を対象とし、図2において吸気弁10と排気弁11を左右に並べた面(つまり紙面)に直交する方向からみて、この対象としている排気弁11の弁駆動軸である排気弁カムシャフト14により駆動される排気弁11の弁軸線hで左右に分割したとき、この対象としている排気弁11の弁駆動軸である排気弁カムシャフト14を、シリンダの軸線cのない側(図で右側)に偏心させて設けるので、燃焼室7内に形成されるタンブルにより燃焼室7内の既燃ガスを効率よく掃気しつつ、動弁形式がDOHCであっても、排気カムスプロケットの周りに排気弁11の弁駆動系を配置するスペースを確保でき、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトを容易に成立させることができる。
Further, the
更に、吸気ポート8と、開弁状態にある吸気弁10との隙間に形成される有効開口面積を、吸気側のシリンダ壁2aに沿う流れeを形成する有効開口面積である第1有効開口面積と、燃焼室7の中央へと向かう流れfを形成する有効開口面積である第2有効開口面積との2つに分けた場合に、第1有効開口面積のほうが、第2有効開口面積よりも大きくなるようにするので、吸気側シリンダ壁2aに沿う流れが主となって、燃焼室7内に生成されるタンブルが強化されることとなり、掃気効率をさらに向上できる。
Further, the effective opening area formed in the gap between the
加えて、駆動軸22(吸気弁の弁駆動軸)と吸気弁10の頭部との間にバルブリフタ30(第1バルブリフタ)を、また排気弁用カムシャフト14(排気弁の弁駆動軸)と排気弁11の頭部との間にバルブリフタ13(第2バルブリフタ)を備えるので、ロッカーアームを廃止でき簡素な構成とすることができる。
In addition, a valve lifter 30 (first valve lifter) is provided between the drive shaft 22 (valve drive shaft of the intake valve) and the head of the
可変動弁機構18は、吸気側作動角可変機構21(吸気弁のリフト量または作動角を変化させ得る吸気側作動角可変機構)と、位相可変機構41とからなり、吸気側作動角可変機構21は、クランクシャフトにより駆動される駆動軸22と、この駆動軸22により回転駆動される偏心カム23と、この偏心カム23に摺動可能に嵌合されるリンクアーム24と、駆動軸22に平行に配置され、シリンダヘッドに回転可能に支持される制御軸32と、この制御軸32の偏心カム部38に回転可能に支持され、リンクアーム24により揺動駆動されるロッカーアーム26と、このロッカーアーム26に連結されるリンク部材28と、駆動軸22に回転可能に支持され、リンク部材28により揺動駆動される揺動カム29と、この揺動カム29に当接し吸気弁10と一体的に作動するバルブリフタ30と、制御軸32の偏心カム部38の回転角度位置を制御可能なアクチュエータ33とを含み、駆動軸22が上記対象としている弁駆動軸であるので、バルブリフタ30のトラベル増大により、同じクランク角だけ回転させたときの吸気弁10のリフトが、駆動軸22(対象としている弁駆動軸)を吸気弁10の弁軸線gより偏心させていない場合より大きくなり、高回転速度時の新気充填量を増加させることができる。
The
図5に示す第2の動弁例では、吸気弁10に対して可変動弁機構を備えさせた上に、さらに排気弁11に対しても吸気弁10に対して備えさせたと同じ構成の可変動弁機構を対称的に備えさせたものである。すなわち、第1の動弁例と同じように吸気弁10のリフトを変化させ得る吸気側作動角可変機構21と、吸気弁10のリフト中心角の位相を進角側もしくは遅角側に変化させ得る位相可変機構41とが組み合わされて、吸気弁10に対する可変動弁機構18が構成され、さらに、排気弁11のリフトを変化させ得る排気側作動角可変機構61と、排気弁11のリフト中心角の位相を進角側もしくは遅角側に変化させ得る図4の位相可変機構41と同様の位相可変機構とが組み合わされて排気弁11に対する可変動弁機構58が構成される。
In the second valve operation example shown in FIG. 5, the variable valve mechanism is provided for the
排気弁11に対する可変動弁機構58の詳細は図4と同様である。なお、排気側作動角可変機構61と、吸気側作動角可変機構21とを区別するため、吸気側作動角可変機構21のほうの構成要素に「第1」を、排気側作動角可変機構61のほうの構成要素に「第2」に適宜付記する。吸気側作動角可変機構21は、クランクシャフトにより駆動される第1駆動軸22(吸気弁の弁駆動軸)と、この第1駆動軸22により回転駆動される第1偏心カム23と、この第1偏心カム23に摺動可能に嵌合される第1リンクアーム24と、上記第1駆動軸22に平行に配置され、シリンダヘッドに回転可能に支持される第1制御軸32と、この第1制御軸32の偏心カム部38に回転可能に支持され、上記第1リンクアーム24により揺動駆動される第1ロッカーアーム26と、この第1ロッカーアーム26に連結される第1リンク部材28と、上記第1駆動軸22に回転可能に支持され、上記第1リンク部材28により揺動駆動される第1揺動カム29と、この第1揺動カム29に当接し上記吸気弁10と一体的に作動する第1バルブリフタ30と、上記第1制御軸32の偏心カム部38の回転角度位置を制御可能な第1アクチュエータ33とを含むことになる。
The details of the
これに対して、排気側作動角可変機構61は、クランクシャフトにより駆動される第2駆動軸62(排気弁の弁駆動軸)と、この第2駆動軸62により回転駆動される第2偏心カム63と、この第2偏心カム63に摺動可能に嵌合される第2リンクアーム64と、上記第2駆動軸62に平行に配置され、シリンダヘッドに回転可能に支持される第2制御軸72と、この第2制御軸72の偏心カム部78に回転可能に支持され、上記第2リンクアーム64により揺動駆動される第2ロッカーアーム66と、この第2ロッカーアーム66に連結される第2リンク部材68と、上記第2駆動軸62に回転可能に支持され、上記第2リンク部材68により揺動駆動される第2揺動カム69と、この第2揺動カム69に当接し上記排気弁11と一体的に作動する第2バルブリフタ13と、上記第2制御軸72の偏心カム部78の回転角度位置を制御可能な第2アクチュエータ73とを含んている。
In contrast, the exhaust-side operating angle variable mechanism 61 includes a
そして、吸気弁10と排気弁11を左右に並べた面(つまり紙面)に直交する方向からみて、排気弁11の弁軸線hで左右に分割したとき、排気弁11の弁駆動軸である第2駆動軸62をこの排気弁11の弁軸線hよりも図で右側(つまり弁軸線hの左側にはシリンダ軸線cがあるがこのシリンダ軸線cがあるのと反対側)に偏心させて設けることで、動弁形式がDOHCである2ストローク式内燃機関において、弁挟角が小さいことに伴う問題点を解消させる。
When the
すなわち、この第2の動弁例によれば、排気側作動角可変機構61(吸気弁、上記排気弁の少なくとも一方のリフト量または作動角を可変に制御可能な可変動弁機構)をも備え、排気弁11の弁駆動軸である第2駆動軸62をも対象とし、この対象としている排気弁11の弁駆動軸である第2駆動軸を62を、シリンダの軸線cのない側(図で右方)に偏心させて設けているので、燃焼室7内に形成されるタンブルにより燃焼室7内の既燃ガスを効率よく掃気しつつ、高回転速度時(あるいは高負荷時)に排気弁11が絞りとして作用することもなくなり、特に4ストローク式内燃機関よりも排気弁11の開弁期間の短い2ストローク式内燃機関にあっても、シリンダ2内より排気ポート9への掃気がスムーズに十分に行われ、さらに動弁形式がDOHCであっても、第1の動弁例と同様に、第2駆動軸62を含めた、排気弁11に対する可変動弁機構58の全体が図で右側に移動し、可変動弁機構58が全体としてシリンダ軸線cより離れる方向に配置されることから、排気カムスプロケットの周りに排気側作動角可変機構61(可変動弁機構58)を配置するスペースを確保でき、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトを容易に成立させることができる。また、第1、第2のバルブリフタ30、13のトラベル増大により、同じクランク角だけ回転させたときの吸気弁10と排気弁11の各リフトが、第1、第2の駆動軸22、62(弁駆動軸)を弁軸線g、hより偏心させていない場合より大きくなり、高回転速度時の新気充填量と掃気量とを増加させることができる。
That is, according to the second valve operating example, the exhaust side operating angle variable mechanism 61 (an intake valve, a variable valve mechanism capable of variably controlling the lift amount or operating angle of at least one of the exhaust valves) is also provided. Further, the
なお、燃料噴射弁の配置としては、図1に示すような吸気ポートへ噴射するポート噴射型のものでも良いが、図6に示すようにシリンダ2内の燃焼室7へ直接燃料を噴射する筒内直接噴射型のものが好ましい。この場合、燃料噴射弁95の噴射時期を吸気弁10及び排気弁11の双方が閉弁した直後の時期とする(図8参照)。
The fuel injection valve may be of a port injection type that injects into the intake port as shown in FIG. 1, but a cylinder that directly injects fuel into the
次に、本実施形態の特徴的な構成及び作用効果について説明する。2ストローク式内燃機関は、吸気圧力で排気を掃気するシステムであるため、吸気弁、排気弁のバルブタイミングによって、新気の吹き抜けが生じたり、残留ガス量が増加したりする。一方、排気エミッションの有効な後処理には、上流側触媒97や下流側触媒98に3元触媒を用いることが低コストで且つ有効であるが、その場合には、排出ガスの空気/燃料比すなわち空燃比を触媒の要求する比率内に設定しておくことが望ましい。他方、燃焼面でいうと、残留ガスを燃焼が安定する範囲内に調整することが必要となる。この許容される残留ガス量は、機関の暖機状態によって異なり、冷機時には、暖機後の状態に比べ、許容される残留ガス量が少ない。このため、3元触媒を用いた本システムでは、新気の吹き抜けを防止しつつ、機関の暖機状態に応じて、残留ガス量をコントロールできることが望ましい。3元触媒を使用するには、トラップした率がほぼ100%である必要が生じる。その範囲で、ほぼ同一(例えば20%)の充填効率の場合、最も残留ガス率(すなわち、残留ガス量)を低下できるのは、排気弁閉時期を遅角(大作動角化)した状態とし、かつ、吸気弁開時期及び閉時期を遅角させた状態である。そこで本実施形態では後述するように、冷機状態では暖機後の状態に比して排気弁閉時期を遅角(大作動角化)させるとともに、吸気弁開時期及び閉時期を遅角させている。
Next, the characteristic configuration and operational effects of this embodiment will be described. Since the two-stroke internal combustion engine is a system that scavenges exhaust gas with intake pressure, fresh air is blown out or the amount of residual gas increases depending on the valve timing of the intake and exhaust valves. On the other hand, for effective post-processing of exhaust emission, it is effective to use a three-way catalyst for the
図7は、暖機状態に応じた吸・排気弁のバルブリフト特性に設定制御の流れの一例を示すフローチャートである。ステップS1では、冷却水温Twを読み込む。ステップS2では、冷却水温Twに基づいて、冷機状態か否かを判定する。例えば、冷却水温Twが所定の判定値以下であれば冷機状態であると判定する。冷機状態であれば、ステップS3へ進み、冷機用の吸・排気弁のバルブリフト特性に設定する。すなわち、冷機状態においては、暖機後の状態に比して、排気弁閉時期が大幅に遅角化するように、作動角を大きくしつつ位相を遅角化し、また吸気弁の開時期及び閉時期を遅角化するようにその位相を遅角させることで、残留ガス量を抑制し、安定した燃焼状態を実現している。一方、暖機後の状態と判定されれば、ステップS4へ進み、暖機後用のバルブリフト特性に設定する。この暖機後の状態では、比較的燃焼状態が安定していることから、上記の冷機状態に比して、吸気弁開時期及び閉時期を進角させるとともに、排気弁閉時期を大幅に進角化、つまり小作動角化及び位相の進角化を行う。これにより、残留ガス量つまり作動ガス量を増加させて、冷却損失の低減化を図ることができる。 FIG. 7 is a flowchart showing an example of the flow of setting control for the valve lift characteristics of the intake and exhaust valves according to the warm-up state. In step S1, the coolant temperature Tw is read. In step S2, it is determined based on the cooling water temperature Tw whether or not it is in a cold state. For example, if the coolant temperature Tw is equal to or lower than a predetermined determination value, it is determined that the engine is in the cold state. If it is in the cold state, the process proceeds to step S3, and the valve lift characteristic of the cold air intake / exhaust valve is set. That is, in the cold state, the phase is retarded while increasing the operating angle so that the exhaust valve closing timing is significantly retarded compared to the state after warming up, and the intake valve opening timing and By retarding the phase so as to retard the closing timing, the amount of residual gas is suppressed and a stable combustion state is realized. On the other hand, if it is determined that the state is after warm-up, the process proceeds to step S4, where the valve lift characteristic for warm-up is set. In this state after warm-up, the combustion state is relatively stable, so that the intake valve opening timing and closing timing are advanced and the exhaust valve closing timing is greatly advanced compared to the cold state described above. Keratinization, that is, small operating angle and phase advance. As a result, the residual gas amount, that is, the working gas amount can be increased to reduce the cooling loss.
図8に、具体的な冷機状態(COLD)及び暖機後の状態(HOT)における吸・排気弁の開閉時期を示している。暖機後の状態では、排気弁開時期EVOを下死点前30°又はその近傍とし、排気弁閉時期EVCを下死点後85°又はその近傍とし、吸気弁開時期IVOを下死点後45°又はその近傍とし、吸気弁閉時期IVCをEVCより少し後の下死点後90°又はその近傍としている。これに対し、冷機後の状態では、暖機後の状態に比して、排気弁開時期EVOを同様の下死点前30°又はその近傍に維持したまま、排気弁閉時期EVCが下死点後145°又はその近傍まで大きく遅角するように、作動角を大きくするとともに、その中心位相を遅角させている。また、吸気弁開時期IVOが下死点後105°又はその近傍まで大幅に遅角するとともに、吸気弁閉時期IVCが下死点後150°又はその近傍まで大幅に遅角するように、作動角をほぼ同様に維持したまま、その中心位相を大幅に(約60°)遅角させている。 FIG. 8 shows opening / closing timings of the intake / exhaust valves in a specific cold state (COLD) and a state after warm-up (HOT). In the state after warm-up, the exhaust valve opening timing EVO is 30 ° before or near the bottom dead center, the exhaust valve closing timing EVC is 85 ° or near the bottom dead center, and the intake valve opening timing IVO is the bottom dead center. The intake valve closing timing IVC is 90 ° after the bottom dead center slightly after EVC or in the vicinity thereof. On the other hand, in the state after the cool-down, the exhaust valve close timing EVC is bottom dead while the exhaust valve open timing EVO is maintained at or near 30 ° before the bottom dead center as compared with the state after the warm-up. The operating angle is increased and the central phase is delayed so that the angle is greatly delayed to 145 ° or the vicinity thereof. In addition, the intake valve opening timing IVO is significantly delayed to 105 ° or near the bottom dead center, and the intake valve closing timing IVC is retarded to 150 ° or near the bottom dead center. The central phase is greatly retarded (about 60 °) while maintaining the angle almost the same.
燃料噴射弁95の噴射時期は、上述したように、吸気弁閉時期IVCの直後に設定されている。従って、冷機状態では暖機後の状態に比して、吸気弁閉時期IVCの遅角化にあわせて燃料噴射時期も遅らせている。このように冷機状態では噴射時期を遅らせることで、燃料のガス流動(流速)の減衰が抑制され、燃焼速度が向上するとともに、燃料吹き抜けが防止できる。
As described above, the injection timing of the
図9は、ピストンストローク特性による幾何学的な圧縮比(以下、機関圧縮比とも呼ぶ)εを変更可能な可変圧縮比機構100の一例を示している。この機構100は公知であり、簡単に説明すると、ピストン3のピストンピン102とクランクシャフト103のクランクピン104とを、ピストンピン102に一端が連結されるアッパリンク105と、このアッパリンク105の他端が連結されるとともにクランクピン104に組み付けられるロアリンク106と、の2部品で連係した複リンク式のピストン−クランク機構を利用したもので、一端がロアリンク106に連結される制御リンク107の他端の位置を制御軸109を介してアクチュエータ108により変化させることで、ロアリンク106の運動拘束条件を変化させ、ピストンストローク特性、ひいては幾何学的な圧縮比εを変更可能なものである。アクチュエータ108の動作は上記のエンジンコントロールユニット39により制御される。
FIG. 9 shows an example of a variable
図10に示すように、機関圧縮比εは、基本的に、ノッキングの発生するおそれが少ない低負荷領域では高圧縮比の設定とし、ノッキングの発生が懸念される高負荷領域では、低圧縮比の設定とする。ここで、燃焼が不安定となる冷機状態での低回転低負荷域では、暖機後の状態に比して、機関圧縮比を更に高く設定する(高高ε)。このように設定することで、冷機状態における低回転低負荷域であっても、吹き抜けを防止しつつ、残留ガスを低減し、なおかつ、圧縮圧力を高め、機関の燃焼状態を良好に保つことができる。 As shown in FIG. 10, the engine compression ratio ε is basically set to a high compression ratio in a low load region where there is little risk of occurrence of knocking, and in a high load region where the occurrence of knocking is a concern, The setting is Here, in the low rotation and low load range in the cold state where the combustion becomes unstable, the engine compression ratio is set to be higher than that in the state after the warm-up (high and high ε). By setting in this way, it is possible to reduce the residual gas, increase the compression pressure, and keep the combustion state of the engine in a good state while preventing blow-through even in the low rotation and low load range in the cold machine state. it can.
以上のように本発明の好ましい実施の形態について詳述してきたが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、種々の変形・変更が可能である。例えば、吸気弁のみに可変動弁機構を適用し、冷機状態では、暖機後の状態に比して、吸気弁と排気弁のうちで吸気弁閉時期のみを遅角化するようにしても良い。 As described above, the preferred embodiments of the present invention have been described in detail. However, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications and changes can be made. For example, a variable valve mechanism is applied only to the intake valve, and in the cold state, only the intake valve closing timing is retarded between the intake valve and the exhaust valve, compared to the state after the warm-up. good.
10 吸気弁
11 排気弁
14 排気弁用カムシャフト(排気弁の弁駆動軸)
18 可変動弁機構
21 吸気側作動角可変機構
22 駆動軸(吸気弁の弁駆動軸)
41 位相可変機構
58 可変動弁機構
61 排気側作動角可変機構
62 第2駆動軸(排気弁の弁駆動軸)
10
18
41
Claims (5)
上記吸気弁の閉時期を変更可能な吸気側可変動弁機構を有し、
吸気弁のバルブ軸線と排気弁のバルブ軸線とのなす弁挟角が小さくなるように、双方の駆動軸のそれぞれを、そのバルブ軸線に対してシリンダ軸線から遠い側にオフセットさせており、
かつ、上記冷機状態では、暖機後の状態に比して、吸気弁閉時期を遅角させることを特徴とする2ストローク式内燃機関。 In a two-stroke internal combustion engine provided with an intake side drive shaft that drives an intake valve and an exhaust side drive shaft that drives an exhaust valve above a combustion chamber,
An intake side variable valve mechanism that can change the closing timing of the intake valve;
Each of the drive shafts is offset to the far side from the cylinder axis with respect to the valve axis so that the valve clamping angle formed by the valve axis of the intake valve and the valve axis of the exhaust valve is reduced.
The two-stroke internal combustion engine is characterized in that the intake valve closing timing is retarded in the cold state as compared with the state after the warm-up.
上記冷機状態では、暖機後の状態に比して、排気弁閉時期を遅角させることを特徴とする請求項1に記載2ストローク式内燃機関。 Furthermore, it has an exhaust side variable valve mechanism that can change the closing timing of the exhaust valve,
2. The two-stroke internal combustion engine according to claim 1, wherein in the cold state, the exhaust valve closing timing is retarded as compared with a state after warm-up.
冷機状態では暖機後の状態に対して排気弁開時期をほぼ同じとしつつ排気弁閉時期が大幅に遅角するように、排気弁の作動角を大きくしつつ位相を遅角させることを特徴とする請求項2に記載の2ストローク式内燃機関。 As the exhaust side variable valve mechanism, it has an operating angle variable mechanism that can change the operating angle of the exhaust valve, and a phase variable mechanism that delays the phase of the exhaust valve opening / closing timing with respect to the crank angle,
It is characterized by retarding the phase while increasing the operating angle of the exhaust valve so that the exhaust valve closing timing is substantially retarded while the exhaust valve opening timing is substantially the same as the warmed-up state in the cold state The two-stroke internal combustion engine according to claim 2.
低回転低負荷域における冷機状態では暖機後の状態に比して上記幾何学的な圧縮比を高くすることを特徴とする2ストローク式内燃機関。 Furthermore, it has a variable compression ratio mechanism that can change the geometric compression ratio of the internal combustion engine,
A two-stroke internal combustion engine characterized in that the geometric compression ratio is made higher in a cold state in a low rotation and low load region than in a state after warm-up.
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WO2022236457A1 (en) * | 2021-05-08 | 2022-11-17 | 浙江吉利控股集团有限公司 | Combustion system for vehicle and vehicle |
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- 2008-03-25 JP JP2008077177A patent/JP2009228614A/en active Pending
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