JP2780793B2 - 排気弁の閉鎖運動制御法およびこの方法ににおいて使用される排気弁 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本願発明は、ユニフロー掃気式内燃機関に設けられ
た、内燃機関の負荷状態に応じて液圧で作動する排気弁
の閉鎖運動を制御する方法に関する。前記排気弁の運動
は、弁部材と協働する作動ピストンを備えた液圧シリン
ダーの作用チャンバーに流入し作用チャンバーから流出
する作動油によって制御されている。

本願発明は、また、オイルシリンダーに収容された作
動ピストンによって開放方向に液圧で作動する排気弁を
有するユニフロー掃気式内燃機関に関する。前記作動ピ
ストンとオイルシリンダーは、オイル導管に連通する。
作動油用の作用チャンバーを形成している。

［従来技術と問題点］ そのような方法や内燃機関すなわちエンジンは、特開
昭59−37222号から知られている。特開昭59−37222号
は、過給気（ターボチャージャー）付きエンジンを記述
しており、その過給気付きエンジンは、排気弁の開閉タ
イミングを調節するための機構を備えている。エンジン
が、大型ディーゼルエンジン用の一般的な燃料である重
油で稼働し続けるとき、排気弁を早く開けて、より多く
の排気エネルギーを前記過給気に供給することにより、
エンジン性能を良くし、改善するようにしている。

特開昭60−169614から、より複雑な制御システムによ
って油圧で作動する排気弁を備えたディーゼルエンジン
が知られている。この複雑な制御システムは、プランジ
ャーピストンを備えている。このプランジャーピストン
は、カムによって駆動され、オイルを、排気弁ステムに
対して作動する作動ピストンに送出する。プランジャー
ピストンのカム誘導ストロークは、作動ピストンの最大
ストロークよりも大きくなっている。そして、排気弁の
実際のリフトは、プランジャーピストンのシリンダーに
設けられたバイパスドレンを開口することによって制限
するようになっている。その制御システムは、２つの固
定値の間にある排気弁を開くタイミングを切り換えるソ
レノイド弁と、２つの固定値の間にある排気弁を閉じる
タイミングを切り換える第２のソレノイド弁とを備えて
いる。これらソレノイド弁は、作動ピストン用のオイル
シリンダーへ流入しオイルシリンダーから流出するオイ
ルの流量を変化させている。第２のソレノイド弁がエネ
ルギーを与えられたとき、排気弁は、対応する長いカム
の輪郭の下流側よりも早く閉じる。複雑であることの他
に、その制御システムは、ソレノイド弁の電子制御を必
要とするし、より多くの追加構成部品を必要とする。

４行程エンジンから、当業者は、下記に述べるよう
な、弁タイミングを制御する多くの選択可能なシステム
を知っている。

GB−Ｃ−１ 290 628は、一定のクランク角度位置で
開く給気弁を制御することを開示している。燃焼行程で
供給される燃料の量は、給気弁を閉じるタイミングを変
化させることによって調節されている。給気弁を閉じる
タイミング調節は、作用チャンバーを急にからにするド
レンに作用チャンバーを連結さる逃し穴を開くことによ
って達成される。

GB−Ｃ−１ 294 217は、同様な方法を開示してい
る。この方法においては、トレンあるいは高圧源に作用
チャンバーを連結するソレノイド弁を使用することによ
って、給気弁及び排気弁をより迅速に開閉している。

DE−Ａ−１ 962 323は、より迅速な弁運動を得る概
ね同じ方法を開示している。しかしながら、そのドイツ
公報は、ソレノイド弁の代わりに、回転すると共に長さ
を変位させる、切断した傾斜エッジを有する複雑な分配
型弁を使用している。

US−Ａ−２ 602 434は、作動油を、エンジンの弁と
協働する作動ピストンに噴出する、カム作動型プランジ
ャーピストンを開示している。プランジャーピストンと
作動ピストンの両方の端面は、そのピストンの長さ方向
の軸に対して傾斜して伸びている。両ピストンは、レバ
ーと協働している。そのレバーは、ピストン行程の間
に、より早くあるいはより遅くドレンポートを開くため
に、ピストンを回転させることができる。

DE−Ｃ−858 329は、また、ピストン行程の間に、ピ
ストンの角度位置によってより早くあるいはより遅くド
レンポートを開ける、傾斜エッジを有するプランジャー
ピストンを開示している。

フランス実用新案（French Utility Model）No.22875
83においては、プランジャーピストンの長さ方向におい
て該プランジャーピストンを囲むカラーを変位させるこ
とによって、ドレンポートの開口ポイントを調節してい
る。それによって、圧力チャンバーに連通する導管が、
ドレンポートの低圧にさらされるようになっている。

４行程エンジン、すなわち、各シリンダーに給気弁及
び排気弁を備えた中高速エンジンにおいて、給気弁が開
いている間に排気弁が閉じているという共通の特徴あ
る。これらエンジンの圧縮比は、ピストンが最も低い位
置BDC（下死点位置:Bottom Dead Center position）に
あるときのピストン上のシリンダー容積と、ピストンが
最も高い位置TDC（上死点位置:Top Dead Center positi
on）にあるときのピストン上のシリンダー容積との間に
ある幾何学的固定比である。

２行程ユニフロー掃気式エンジンにおいて、その問題
はいくらか異なっている。そのような従来技術のエンジ
ンが掃気行程にある間の空気の流れが図６に図示されて
いる。掃気用空気は、掃気ポート（ａ）を通ってシリン
ダー内に流入する。掃気ポート（ａ）は、ピストンが下
死点（BDC）位置にあるとき（図６）のピストン（ｃ）
の頂部よりわずか上にある、シリンダーライナー壁
（ｂ）に設けられている。ユニフロー掃気は、掃気用空
気が、１方向のみ、すなわち掃気ポートからシリンダー
を通って上方にそしてシリンダーの頂部に位置決めされ
た排気弁（ｄ）を通って流出する方向に、流れることを
意味している。排気ガスは、排気弁（ｄ）から排気ガス
レシーバー（ｅ）に流れる。排気ガスレシーバー（ｅ）
から、前記排気ガスは、ターボチャージャーのタービン
部分（図示せず）を通って流れる。充填空気レシーバー
（ｆ）は、前記ターボチャージャのコンレッサ部分から
充填用空気を受け取り、シリンダーに空気を送出する。
排気ガスレシーバー（ｅ）と充填空気レシーバー（ｆ）
は、エンジンの長手方向に伸びシリンダーに連結された
圧力容器である。

圧縮が開始するピストン位置は、とりわけ掃気ポート
（ａ）の高さに典型的に依存している。ピストン（ｃ）
が下死点（BDC）位置にあるとき、掃気ポート（ａ）
は、開いて、充填空気レシーバー（ｆ）とピストン上の
シリンダー内とを連結する。その結果、ピストンが下死
点から上方に向けて所定距離だけ移動して、掃気ポート
が閉じ圧縮が開始する。ピストンが下死点（BDC）にあ
るときのピストン上のシリンダ容積とピストンが上死点
（TDC）にあるときのピストン上のシリンダ容積との間
の、幾何学的に固定された比として定義された上述した
圧縮比は、ユニフロー掃気式エンジンにおいて実際の圧
縮プロセスを表していない。ユニフロー掃気式エンジン
においては、実際の圧縮プロセスを正確に表すために有
効圧縮比の用語を使用する。有効圧縮比は、ピストンが
実際に圧縮を始めるときのピストン上のシリンダー容積
と、ピストンが上死点（TDC）位置にあるときのピスト
ン上のシリンダー容積との間の比を示している。下死点
（BDC）位置から上死点（TDC）位置にかけて圧縮行程に
ある間、ピストンは、圧縮を実際に開始している位置に
ある。そのとき、ピストン上にあるシリンダ容積部は、
周囲に対して閉じた状態となっている。すなわち、その
ピストン位置では、掃気ポート（ａ）も排気バルブ
（ｄ）も閉じている。

ディーゼルエンジンの全効率は、そのエンジンの機械
的効率と熱効率との積と定義される。機械効率は、エン
ジンの機械的条件に依存する。言い替えれば、ポンプ、
発電機など種々の補助装置を作動するため、またカム軸
などによって弁を作動するため、また軸受中およびピス
トンとシリンダー間などの内部摩擦に打ち勝つために、
エンジンの図示効率のうちどの程度が消費されるかに依
存している。熱効率は、中んずく実際の燃焼行程がどの
程度完全に進行するかの表現であって、その意味で特に
この燃焼工程の進行する圧力条件と温度条件とに依存し
ている。

従って、前記の効率の一方または両方の向上の結果、
エンジンの全効率の改良、従って低燃比やオイルの低消
費が得られる。

燃焼工程は、エンジン中の実際の圧力条件と温度条件
に依存している。これらの条件は、ある特定のエンジン
において、その圧縮比、および燃料噴射時間のタイミン
グと長さに密接に関連している。圧力と温度の増大は必
ず対応の構造上の準備に対応しなければならないが故
に、実際に例えば最大許容燃焼圧力を得るため、前記の
ような幾分矛盾した要件の平衡点を決定するのは、エン
ジンの生産コストと重量に関する経済的理由である。

図７は、図６に示されたタイプの従来技術のエンジン
の、掃気圧力と、圧縮圧力と、最大燃焼圧力との典型的
な関係を示している。掃気圧力と有効圧縮比と圧縮圧力
とは、互いに密接な関係となっていることは、よく知ら
れている。圧縮が開始したとき、ピストン上のシリンダ
容積内の圧力は、概ね掃気圧力に対応している。圧縮の
間、シリンダ容積は、有効圧縮比にしたがって、より小
さい容積に減少する。限定された質量を有する空気の容
積の減少によって、空気の圧力が上昇する。圧縮行程の
終わりで圧縮が終了したとき、ピストン上の容積内にあ
る空気圧は、圧縮圧力と呼ばれ、この圧縮圧力は、掃気
圧力と有効圧縮比によって決定される。

燃料噴射の瞬間のタイミングを調節することによっ
て、所定の最大燃焼圧力（ｇ）が、負荷時のエンジンの
一定限度内に保持する事が望ましい。従来においては、
ユニフロー掃気式エンジンの有効圧縮比は、固定されて
いた。なかんずく、エンジンは、圧縮圧力（ｉ）から燃
焼圧力（ｊ）までの圧力ジャンプ（ｈ）に関して殆ど10
0％の負荷範囲で最適走行をなすように設計されてい
る。このことから、部分負荷および低負荷において、相
当の圧力ジャンプが発生する。この理由は、エンジン負
荷が減少すると掃気用空気圧（ｋ）が減少し、その結
果、圧縮圧力（ｉ）が減少するという周知の問題が生じ
るからである。エンジン負荷が減少すると掃気用空気圧
が減少しその結果圧縮圧力が減少するのは、有効圧縮ス
トロークが開始するときのシリンダー圧力が、そのとき
存在する掃気用空気の圧力に対応するからである。圧力
ジャンプの増大に伴ってシリンダーの異常に高い摩耗、
ピストンリングの圧潰、ブローバイ、およびピストンリ
ングの破損などの危険が増大するので、このように増加
した高い圧力ジャンプは望ましくない。エンジンの全負
荷状態とは、100パーセント負荷のことである。これ
は、最大連続定格（Maximum Cotinuous Rating;MCR）と
も呼ばれている。高負荷領域は、燃料噴射の瞬間を調節
することによって最大燃焼圧力（ｊ）が最大値（ｇ）に
維持されている負荷間隔を含んでいる。図７に示されて
いる従来技術の例においては、高負荷領域は、概ね75パ
ーセント負荷から100パーセント負荷までのことであ
る。高負荷領域よりも下の負荷が、低負荷領域となって
いる。エンジンの部分負荷は、100パーセントよりも小
さい負荷のことである。換言すれば、エンジンの部分負
荷領域は、高負荷領域と低負荷領域とからなっている。

本願発明は、液圧作動ピストンによって開放される排
気弁を有するユニフロー掃気式内燃機関の全効率を高く
すると共に、部分負荷作動における稼働条件を改良する
ことを目的とする。

上述のように本願発明にかかわる方法は、内燃機関の
負荷状態に依存するユニフロー掃気式内燃機関に設けら
れた液圧で作動する排気弁の閉鎖運動を制御する方法で
あって、前記排気弁の閉鎖運動は、弁部材と協働する作
動ピストンを有する液圧シリンダーの作用チャンバ内に
流入し該作用チャンバから流出する作動油によって制御
されており、前記２行程内燃機関に設けられた前記排気
弁は、圧縮行程の間制御されて掃気ポートよりも遅く閉
じ、内燃機関の作動が部分負荷状態にある間、前記排気
弁を閉じるタイミングを変えて、内燃機関が全負荷状態
にある場合の内燃機関の有効圧縮比と比較して、前記内
燃機関の有効圧縮比を増加させ、前記排気弁を開くタイ
ミングを固定したことを特徴とする。

上述のように本願発明にかかわる内燃機関は、オイル
シリンダーに収容された作動ピストンによって開く方向
に液圧で駆動される排気弁を有するユニフロー掃気式内
燃機関であって、前記作動ピストンと前記オイルシリン
ダーとが、オイル導管と連通する作動油用の作用チャン
バを形成しており、前記２行程内燃機関の前記排気弁
は、圧縮行程の間、掃気ポートよりも遅く閉じ、前記オ
イル導管は、オイルの容積流量を変えるように調節可能
な絞り部材を備えており、前記内燃機関の負荷状態に応
じて前記絞り部材を調節し、これにより、内燃機関が部
分負荷状態にある場合、内燃機関の圧縮圧力を高い状態
に維持し、前記排気弁を開くタイミングを固定したこと
を特徴とする。

この方法で有効圧縮比を調節することによって、エン
ジンの負荷状態に応じて、燃焼行程が最適となる。ま
た、エンジンの全効率とくに部分負荷時の全効率が改良
される。エンジンの作動の間、有効圧縮比を変えること
が効果的である。なぜなら、一方で、いかなる負荷状態
においても、効率とシリンダー状態に関して最適なレベ
ルに圧力ジャンプを維持することができるからである。
また、他方で、低負荷あるいは部分負荷で有効圧縮比を
増大させることができ、これによって、作動条件が改善
され、低負荷あるいは部分負荷で全効率をより上げるこ
とができるからである。

本願発明によれば、排気弁を開くタイミングを固定
し、それによって、有効圧縮比を変えるために排気弁の
閉鎖時期を変えるときでも、排気弁を開くタイミングを
変えないようにすることによって、内燃機関の効率をさ
らに最適にすることができる。100％負荷（MCR 最大連
続定格）時におけるエンジンの有効圧縮比を、原則とし
て、固定された有効圧縮比を有する一般的なエンジンに
関して、変化させないようにしたので、TDC位置におけ
るピストン上の圧縮容積が減少する。排気弁を開けるタ
イミングを変化しないように維持することによって、エ
ンジンの膨張比が任意の負荷で増大し、それによって、
さらに、オイルの消費を改善することができる。

前記絞り部材を調節し、作動ピストンのオイルシリン
ダー内のオイル量を制御することによって、排気弁を閉
じる時の調節を、とても簡単な方法によって行うことが
できる。調節可能なスロットル部材を使用することによ
って、オイル流量を調節するために、液圧システムのそ
の他の構成要素、例えば、プランジャーピストンや作動
ピストンを変更する必要はない。

前記絞り部材は、エンジンの充填空気レシーバーに存
在する圧力に応じて調節することが好ましい。この圧力
は、エンジン負荷を示しており、通常の圧力センサによ
って簡単に検出でき、また、前記絞り部材を調節する機
械的運動に簡単に変換することができる。

作用チャンバーから流出するオイルの容積流量を、作
動ピストンと前記シリンダーとの間の１またはそれ以上
の機械的に決定される静止絞り段階によって変化させ
て、流量の調節を行うようにしてもよい。

排気弁の閉じるタイミングを制御することによって、
圧縮圧力は、エンジンの高負荷領域では一定であること
が好ましい。燃焼圧力が高負荷領域で同様に一定である
とき、上述した圧力ジャンプが、高負荷領域において最
適値で一定となる。

排気弁を閉じるタイミングは、エンジンの充填空気レ
シーバーに存在する圧力がエンジン負荷を示すので、エ
ンジンの充填空気レシーバーに存在する圧力に依存し
て、簡単な方法で制御できる。

上述した従来技術は、当業者が弁タイミングを調節す
る多数の構成を知っている可能性を示している。ここに
列挙した効果は、とりわけ、上述した液圧制御と、適切
に設計された長さや寸法を有するカム輪郭を備えたオイ
ルポンプ駆動用のカムシャフトとを組み合わせることに
よって、達成することができる。

特開昭60−169614から知られた従来の構造において
は、排気弁は、長いカム輪郭の下流側の輪郭に対応した
ものよりも、早く閉じる。この構造は、複雑であり、好
ましくない。その輪郭が実際のエンジンの意図した最大
圧縮比に対応するように短くあるいは小さくなっている
通常のカムのように、カムを設計することによって、よ
り簡単な構成とすることができる。カムの輪郭にもはや
追従しないように排気弁の閉じる動作を制御することに
よって、排気弁の閉鎖を遅延させ、これによって、高負
荷状態において有効圧縮比を下げることができる。

本願発明にかかわるエンジンの一実施例においては、
作用チャンバーを形成するシリンダーの一部が、軸方向
に離隔された２つの絞り縁を有し、前記作用チャンバー
を形成する作動ピストンの側面は軸方向に伸びるスタッ
ドの形状を有し、このスタッドは、長手方向に相異なる
直径を有しており、シリンダーの絞り縁と協働可能な軸
方向に離隔された３つの絞り部分を備えることが好まし
く、作動ピストンが排気弁の完全開放に対応する位置を
占める時に作動ピストンから離れた位置の第１の絞り部
分がシリンダーの第１の絞り縁と協働し、作動ピストン
が排気弁の閉鎖に対応する位置を占める時に作動ピスト
ンに最も近い位置の第２の絞り部分がシリンダーの第２
の絞り縁と協働するように、シリンダーの絞り縁と作動
ピストンの絞り部分が相互に適合されており、前記第１
の絞り部分と第１の絞り縁との間に形成され作用ピスト
ンから離れた作動チャンバの一部が直接にオイル出口に
接続され、シリンダーの第１の絞り縁と第２の絞り縁と
の間に位置決めされた前記作用チャンバの一部にオイル
出口を接続するダクトに、調節可能な絞り部材が設けら
れていることをさらに特徴とするものである。

本発明の他の実施態様の排気弁においては、作動ピス
トンは、作用チャンバを形成する側面において作用チャ
ンバの一部を構成する軸方向孔を備え、シリンダーは、
作動ピストンの運動の所定部分において軸方向孔と密封
係合可能な円筒形スタッドを備え、前記絞り部材は、前
記スタッドに収容された絞りダクト内に設けられてお
り、前記絞りダクトは、前記絞り部材の一方の側で、ス
タッドのうち作動ピストンに対向する端面に連通し、ま
た前記絞りダクトは、前記絞り弁の他方の側で、スタッ
ドの端面から所定の距離にあるスタッドの円周面に設け
られた開口に連通し、作動ピストンが排気弁の閉鎖に対
応する位置を占めた時に、スタッドの円筒面に設けられ
た絞りダクトの開口が前記ピストンによって閉塞される
ように、前記軸方向距離が前記作動ピストンの行程に適
合するようになっていることをさらに特徴とする。

［実施例］ 以下、本発明を図面に示す実施例について詳細に説明
する。

第１図の図示の、液圧作動式としての油圧作動式排気
弁１は、弁ハウジング２を含み、このハウジング２は、
底部３とオイルシリンダー４とを有する。この排気弁１
は、その底部３と共に、ユニフロー掃気式２行程舶用デ
ィーゼルエンジンのシリンダーの上端のシリンダーカバ
ーの内部に取り付けられる。排気弁の中心に、ディスク
弁状の軸方向移動自在の弁部材５が通常の手法で軸支さ
れている。この弁部材５がオイルシリンダー４の中に配
置された空気バネ６によって上方に押圧されるので、弁
部材の閉鎖状態においてディスク弁と前記底部３のそれ
ぞれの対向する環状密封面が相互に係合し、シリンダー
内部を排気ダクト７から遮断する。

弁部材５の上部は、オイルシリンダー４の孔８の中に
収容された作動ピストン10と協働する。この弁部材５の
反対側にある作動ピストン10の側面は、ダクト11を介し
て、通常のカム軸駆動ポンプ12の形の油圧作動系と連通
している。

第２図において一層明瞭に図示されているように、作
動ピストン10は、弁部材５から離れる方向に伸長する軸
方向スタッド15を備える。この軸方向スタッド15は、離
隔した３部分、第１の絞り部分16、中間部分17、および
第２の絞り部分18とを含む。一部分が中空の作動ピスト
ン10が、弁部材５の上端部を包囲し、オイルシリンダー
４の孔８に密封係合している。

オイルシリンダー４の上端にインサート部材20が取り
付けられ、その一部が下方の孔８の中に伸長している。
このインサート部材20は内部中空スペース21を有し、こ
の内部中空スペース21は、それぞれインサート部材20と
オイルシリンダー４に形成された２つの孔22、23を通し
て第１図の油圧作動系12と連通している。インサート部
材20のうちピストン10に対向する端部には、半径方向内
側に突出した２つの絞り縁、第１の絞り縁25と第２の絞
り縁26とが備えられている。これら第１の絞り縁25と第
２の絞り縁26との間に形成される比較的小さなスペース
27は、ダクト28を介して前記内部中空スペース21に接続
されている。ダクト28には、調節可能な絞り弁29が収容
されている。内部中空スペース21への流れを閉塞する逆
止め弁32が、ダクト31の中に配置されている。このダク
ト31は、インサート部材20のうち弁部材５に対向する端
面に達している。これにより、内部中空スペース21が、
作動ピストン10とインサート部材20との間のスペース35
に接続する。

第２図に図示の排気弁の作動モードを第３図を参照し
て詳細に説明する。

カム軸上の排気カムのカム輪郭すなわちカムプロフィ
ルによって制御されるカム軸ポンプ12が、加圧された油
すなわちオイルをダクト11を通してオイルシリンダー４
の導入口23の中に供給しはじめる時、内部中空スペース
21の中の油圧すなわちオイル圧力が上昇する。従って、
作動ピストン10のうち弁部材５に対し軸方向反対側にあ
る端面に、オイル圧が直接加えられる結果として、作動
ピストン10が弁部材５に向かって軸方向に押圧される。
オイルは、スタッド15の上端面36と、スタッド15の第２
の絞り部分18と中間部分17との間の移行部分を成す狭い
環状部分37とに対して直接に作用する。図示の弁閉鎖状
態においては、第２の絞り部分18と第２の絞り縁26との
間の狭い間隙の故に、オイルは、作動ピストン10の環状
ショルダ部分38に対して僅かにしか作用しない。その代
わりに、強い圧力上昇が逆止め弁32を開放させ、従って
ダクト31を通るオイルが、作動ピストン10の前記環状シ
ョルダ部分38と接触する。弁部材５のある程度の開放に
対応する作動ピストン10の短い下降運動の後、第２の絞
り部分18と第２の絞り縁26とが相互に離れ、その結果、
オイルは、主として中間部分17に沿って、第１の絞り縁
25および第２の絞り縁26を通過し、環状ショルダ部分38
に達する。しかしなお一定度の絞り作用が存在し、従っ
て一定量のオイルが、逆止め弁32とダクト31とを通して
流れ続ける。これは特にスタッドの移動の末期におい
て、第１の絞り部分16が第１の絞り縁25に係合する場合
である。

このサイクル中に、弁部材５は、排気カムの輪郭に実
質的に対応する、例えば第３図の上昇グラフ40に従って
運動する。弁部材が時点t₂において完全に開放している
時、作動ピストン10のスタッド15の第１の絞り部分16が
インサート部材20の第１の絞り縁25に対向する位置に対
応して弁部材は距離h₂−h₁だけ開放している。

弁部材の時点t₃において閉鎖しはじめた時、絞り弁29
の調節に依存して、カムプロフィルの下流側に対応する
実線グラフ40に従い、あるいはこのグラフに対してほぼ
平行なグラフ40aまたは40bなどの落下グラフに従う。

絞り弁29が最小絞りに対応して完全に開放していれ
ば、弁部材５に対する空気バネ６の上向き作用の結果、
スペース35から押し出されたオイルが、自由にダクト28
に沿って流れて絞り弁29を通過し、オイルシリンダー４
のオイル導入／排出口23から排出される。顕著な絞り作
用がなく、弁部材５は前述のようにグラフ40に従って閉
鎖する。カム軸12のローラがカムプロフィルの下流側に
従っているので、適度のエネルギー回収が得られる。弁
部材の完全閉鎖の直前に、第２の絞り部分18が第２の絞
り縁26に係合する。これは衝撃作用をある程度緩衝す
る。スペース35の中に残存するオイルは、前記の絞りバ
ンド間の狭いスリットを通過した後にのみ出口23に到達
できるからである。これは弁部材の衝撃速度を低下させ
る。この衝撃効果は絞り弁29とは関係なく、従ってその
調節のいかに関わらず常に発生する。これは第３図にお
いて短いグラフ部分41a、41b、41cによって図示されて
いる。

最大絞りに対応して絞り弁29が完全に閉鎖すれば、ダ
クト28とスペース35の中にあるオイルは、第１の絞り部
分16と第１の絞り縁25との間のスリットを通してのみ出
口23に達することができる。この絞り作用は、弁部材が
カムプロフィルの下流側に対応して閉鎖することを防止
し、弁部材がカムの追従から「放れる」ので、弁部材は
前記スリットを通るオイルの逆流のみと周期的に閉鎖す
る。このような弁部材の閉鎖運動の遅れは、第３図にお
いて期間t₅−t₄に対応する。第１絞りバンドが相互に離
隔している時、弁部材は第３図のグラフ40bに沿って閉
鎖する。前記のように、閉鎖速度は、スタッドの中間部
分17と２つの絞り縁25、26との間隙によって決定され
る。また前述のように衝撃作用は最終的に緩衝される。

このようにして絞り弁29の調節によって、排気弁の閉
鎖遅れを長くしまたは短くすることができ、従って序文
に述べたようにエンジンの有効圧縮比を制御することが
できる。

絞り弁はエンジンの実際の負荷条件に対応して調節さ
れる。このような調節は、任意の適切な方法で行うこと
ができる。例えば、各絞り弁の調節レバーを共通のコネ
クティング・ロッドに連結し、通常の圧力センサによっ
て検出される充填空気受器すなわち充填空気レシーバー
中の圧力に対応して前記コネクティング・ロッドを電気
的にまたは空気的に移動させることによって実施され
る。

第４図は本発明の排気弁の第２実施態様を示す。作動
ピストン50には、中心キャビティ51が形成されている。
中心キャビティ51のオリフィスすなわち開口部には、放
射方向内側に向けられた環状つば52が配備される。前記
オリフィスは、弁部材５から離れる方向に伸びている。
インサート部材55は、作動ピストン50の方向に突出した
中心スタッド56を含んでいる。この中心スタッド56は絞
りダクトとしての中心孔57を有している。この中心孔57
の中には、調節自在絞り弁58が収容されている。中心孔
57は、弁座59の下流において横方向ダクト60によってチ
ャンバ62に連通している、このチャンバ62は、中心スタ
ッド56の周囲に配置されて、オイルシリンダー４のオイ
ル導入−排出口63と直接に接続している。

この場合に、加圧されたオイルが導入口63に供給され
ると、作動ピストン50、また従って弁部材５が、前述の
ように作動ピストンに対するオイルの作用で、第４図に
図示の弁閉鎖位置から移動される。この構造において
は、オイルは、直接に作動ピストンの有効区域の大部分
に作用する。したがって、前記の構造のように弁開放運
動の初期に直接に上昇油圧の作用を受けない作動ピスト
ン区域部分にオイルを流入させる、逆止め弁制御される
圧油ダクトを必要としない。しかし実際の圧力条件に対
応してキャビティ51の中のキャビテーション現象を防止
するため、中心スタッド56の下端に対してこれをチャン
バ62に接続するダクトを挿入することが好ましい。

前記の場合と同様に、弁部材の開放は実質的にカムプ
ロフィルの上流側に沿って生じる。この開放行程を第５
図においてグラフ70によって示す。一定の開放度の後、
作動ピストン50のキャビティ51が中心スタッド56から離
れる。

油圧が低下して弁部材が閉鎖しはじめる時、作動ピス
トン50は、最初はオイルポンプのローラがカムプロフィ
ルの下流側に従う状況に対応する速度で、中心スタッド
56の方に上昇する。中心スタッド56がキャビティ51に係
合すると、その後の弁部材の閉鎖運動は絞り弁58の調節
に依存する。なぜなら、キャビティ51の中に残存するオ
イルは、前記キャビティから、絞り弁58を備えた絞りダ
クトとしての中心孔57を通して、また環状つば52と中心
スタッド56の外側面との間の狭い間隙を通してのみ脱出
することができるからである。絞り弁58が完全に閉鎖し
ていれば、オイルの全量が前記間隙を通過しなければな
らなず、排気弁の最大閉鎖遅れが得られる。このサイク
ルは第５図においてグラフ部分70cによって示されてい
る。絞り弁58が部分的に開放されていれば、この弁部材
はグラフ70bに従って閉鎖する。絞り弁58が完全に開放
している場合、弁部材は実線グラフ70に従う。しかし、
第５図から明らかなように、絞り弁の調節のいかんに関
わらず、弁部材の完全閉鎖の直前にある程度の衝撃緩衝
が得られる。環状つば52がチャンバ62を通じる横方向ダ
クト60の出口を覆うように作動ピストン50が中心スタッ
ド56に沿って移動した時に前記の緩衝作用が生じる。な
ぜなら、この時にキャビティ51の中に残存するオイル
は、環状つば52と中心スタッド56の外側面との間のスリ
ットを通して、キャビティから脱出しなければならない
からである。スリット56の長さを変動すれば、弁部材の
閉鎖時の絞りの開始時点を決定することができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は、協働する作動系を備えた、本発明による油圧
作動式排気弁の略部分断面図、第２図は、第１図の排気
弁の上部の拡大断面図、第３図は、第２図の排気弁の開
放特性を示すグラフ、第４図は、本発明の排気弁の第２
実施態様の断面図、第５図は、第４図の排気弁の開放特
性を示すグラフである。第６図は、従来技術のユニフロ
ー掃気式内燃期間の概略図である。図７は、従来技術の
ユニフロー掃気式内燃期間の、掃気圧力と圧縮圧力と最
大燃焼圧力との関係を示すグラフである。 １……排気弁、４……シリンダー、５……弁部材、10…
…作動ピストン、15……軸方向スタッド、16……第１の
絞り部分、17……中間部分17、18……第２の絞り部分、
22,23……オイル導入−排出口、25,26……第１及び第２
の絞り縁、21,27……作用チャンバ、28,31……ダクト、
29……絞り弁、50……作動ピストン、51,62……作用チ
ャンバ、56……中心スタッド、57……中心孔（絞りダク
ト）、58……絞り弁、60……ダクト。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 ペーテル、スン、ペデルセン デンマーク国ハブドルプ、ラブネベンゲ ト、１ (56)参考文献 特開 昭55−107028（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−223415（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁶，ＤＢ名) F02D 13/00,13/02 F02B 25/20,25/04

Claims (11)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】内燃機関の負荷状態に依存するユニフロー
   掃気式内燃機関に設けられた液圧で作動する排気弁の閉
   鎖運動を制御する方法であって、 前記排気弁の閉鎖運動は、弁部材と協働する作動ピスト
   ンを有する液圧シリンダーの作用チャンバ内に流入し該
   作用チャンバから流出する作動油によって制御されてお
   り、 前記２行程内燃機関に設けられた前記排気弁は、圧縮行
   程の間制御されて掃気ポートよりも遅く閉じ、 内燃機関の作動が部分負荷状態にある間、前記排気弁を
   閉じるタイミングを変えて、内燃機関が全負荷状態にあ
   る場合の内燃機関の有効圧縮比と比較して、前記内燃機
   関の有効圧縮比を増加させ、 前記排気弁を開くタイミングを固定したことを特徴とす
   る排気弁の閉鎖運動制御方法。
2. 【請求項２】請求項１に記載した排気弁の閉鎖運動制御
   方法において、 前記内燃機関が高負荷領域にある場合、前記排気弁を閉
   じるタイミングを制御することによって、前記内燃機関
   の圧縮圧力を一定に維持したことを特徴とする排気弁の
   閉鎖運動制御方法。
3. 【請求項３】請求項１ないし２のうちのいずれか１項に
   記載した排気弁の閉鎖運動制御方法において、 前記内燃機関は、充填空気レシーバーを備えており、 前記排気弁を閉じるタイミングが、前記内燃機関の充填
   空気レシーバーに存在する圧力に依存して、制御されて
   いることを特徴とする排気弁の閉鎖運動制御方法。
4. 【請求項４】請求項１ないし３のうちのいずれか１項に
   記載した排気弁の閉鎖運動制御方法において、 前記排気弁を閉じるタイミングが、前記作用チャンバへ
   のオイル流路に設けられた調節可能な絞り部材によって
   制御されていることを特徴とする排気弁の閉鎖運動制御
   方法。
5. 【請求項５】請求項１ないし３のうちのいずれか１項に
   記載した排気弁の閉鎖運動制御方法において、 前記作用チャンバから流出するオイルの容積流量が、弁
   を閉じる運動の間、作動ピストンとそのシリンダーとの
   間の、機械的に決定される１またはそれ以上の定位値で
   の絞りステップによって、変えられることを特徴とする
   排気弁の閉鎖運動制御方法。
6. 【請求項６】オイルシリンダーに収容された作動ピスト
   ンによって開く方向に液圧で駆動される排気弁を有する
   ユニフロー掃気式内燃機関であって、 前記作動ピストンと前記オイルシリンダーとが、オイル
   導管と連通する作動油用の作用チャンバを形成してお
   り、 前記２行程内燃機関の前記排気弁は、圧縮行程の間、掃
   気ポートよりも遅く閉じ、 前記オイル導管は、オイルの容積流量を変えるように調
   節可能な絞り部材を備えており、 前記内燃機関の負荷状態に応じて前記絞り部材を調節
   し、これにより、内燃機関が部分負荷状態にある場合、
   内燃機関の圧縮圧力を高い状態に維持し、 前記排気弁を開くタイミングを固定したことを特徴とす
   るユニフロー掃気式内燃機関。
7. 【請求項７】請求項６に記載したユニフロー掃気式内燃
   機関において、 前記内燃機関が高負荷領域にある場合において、負荷が
   増していくとき、前記絞り部材を制御することにより、
   圧縮圧力がこの高負荷領域において一定に維持されるよ
   うに前記排気弁を遅く閉じることを特徴とするユニフロ
   ー掃気式内燃機関。
8. 【請求項８】請求項６に記載したユニフロー掃気式内燃
   機関において、 前記作用チャンバを形成する前記シリンダーの一部が、
   軸方向に離隔した２つの絞り縁を備えており、 前記作用チャンバーを形成する作動ピストンの側面は、
   軸方向に伸びるスタッドの形状を有し、 このスタッドは、長手方向に相異なる直径を有してお
   り、前記シリンダーの絞り縁と協働可能な軸方向に離隔
   された３つの絞り部分を備えることが好ましく、 前記作動ピストンが排気弁の完全開放に対応する位置を
   占める時に前記作動ピストンから離れた位置の第１の絞
   り部分が前記シリンダーの第１の絞り縁と協働し、前記
   作動ピストンが排気弁の閉鎖に対応する位置を占める時
   に前記作動ピストンに最も近い位置の第２の絞り部分が
   前記シリンダーの第２の絞り縁と協働するように、前記
   シリンダーの絞り縁と前記作動ピストンの絞り部分が相
   互に適合されており、 前記第１の絞り部分と前記第１の絞り縁との間に形成さ
   れ前記作動ピストンから離れた前記作用チャンバの一部
   が、直接にオイル出口に接続されており、 前記シリンダーの前記第１の絞り縁と前記第２の絞り縁
   との間に位置決めされた前記作用チャンバの一部にオイ
   ル出口を接続するダクトに、前記調節可能な絞り部材が
   設けられていることを特徴とするユニフロー掃気式内燃
   機関。
9. 【請求項９】請求項６に記載したユニフロー掃気式内燃
   機関において、 前記作動ピストンは、前記作用チャンバを形成する側面
   に、前記作用チャンバの一部を構成する軸方向孔を備
   え、 前記シリンダーは、前記作動ピストンの運動の所定部分
   において前記軸方向孔と密封係合可能な円筒形のスタッ
   ドを備え、 前記絞り部材は、前記スタッドに収容された絞りダクト
   内に設けられており、 前記絞りダクトは、前記絞り部材の一方の側で、前記ス
   タッドのうち前記作動ピストンに対向する前記端面に連
   通し、 また前記絞りダクトは、前記絞り弁の他方の側で、前記
   スタッドの端面から所定の距離にある前記スタッドの円
   筒面に設けられた開口に連通し、 前記作動ピストンが排気弁の閉鎖に対応する位置を占め
   た時に、前記スタッドの円筒面に設けられた前記絞りダ
   クトの開口が前記作動ピストンによって閉塞されるよう
   に、前記軸方向距離が前記作動ピストンの行程に適合す
   るようになっていることを特徴とするユニフロー掃気式
   内燃機関。
10. 【請求項１０】請求項９に記載したユニフロー掃気式内
    燃機関において、 前記スタッドの円筒面の前記絞りダクトの開口と前記ス
    タッドの端面との間の前記軸方向距離は、前記開口が前
    記作動ピストンの行程中に該作動ピストンによって閉塞
    されないように、前記作動ピストンの行程に適合するこ
    とを特徴とするユニフロー掃気式内燃機関。
11. 【請求項１１】請求項９又は請求項10に記載したユニフ
    ロー掃気式内燃機関において、 前記作動ピストンは、前記軸方向孔のオリフィスに近接
    配置され前記軸方向孔の内径よりも小さい内径を有する
    環状部分のみによって前記スタッドに密封係合可能とな
    っていることを特徴とするユニフロー掃気式内燃機関。