JP3387536B2 - 内燃機関の吸気装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、内燃機関の吸気装置、
とりわけ過給された吸気の圧縮比を下げてノッキングを
防止する吸気装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】周知のように、ガソリン機関にあって
は、吸気の充填効率を高めて高出力化の要請を満足する
ターボチャージャ等の過給機が多用されるに至っている
が、斯かる過給機によって吸気を燃焼室へ過剰に供給す
ると、圧縮行程時における吸気の圧縮比が上昇して燃焼
室内の吸気温度及び圧力が過上昇してしまう。この結
果、所謂ノッキングが発生し易くなり、却って出力の低
下等を招いている。

【０００３】そこで、斯かるノッキング対策として、実
質的な圧縮比を下げる所謂ミラーサイクルと称される吸
気制御機構が提供されている。即ち、この吸気制御機構
を備えたガソリン機関１は、図１２に示すように、シリ
ンダヘッド２とピストン３間の燃焼室４内に吸気弁５を
介して吸気を送り込む吸気通路６が設けられていると共
に、該吸気通路６の上流側に過給機７が設けられてい
る。また、該過給機７の下流側の吸気ポート６ａ付近
に、吸気制御機構であるロータリバルブ８が設けられて
いる。このロータリバルブ８は、略円筒状に形成された
バルブボディ９内に円形状の弁体１０が回転自在に設け
られていると共に、該弁体１０の直径方向に吸気通路６
を連通する連通孔１１が形成されている。

【０００４】そして、機関運転状態に応じてロータリバ
ルブ８の弁体１０の回転位相を制御し、吸気弁５の閉作
動時期前に、図１３に示すようにピストン３の下死点前
のａポイントで吸気ポート６ａを閉じて吸気行程の終了
時期を早める。これによって、吸気弁５の実質的な開度
範囲（斜線部分）が小さくなり、実質的な圧縮行程が短
くなる。この結果、ブースタが高くても実圧縮比を低下
させることが可能になる。この結果、燃焼室の圧縮温度
上昇が抑制されて、ノッキングの発生が防止されるよう
になっている。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】然し乍ら、前記従来の
ミラーサイクル型の吸気装置にあっては、吸気通路６に
ロータリバルブ８を設けるようになっているため、該吸
気通路系の構造が極めて複雑になると共に、大型化して
しまい、エンジンルーム内のレイアウトの自由度が制約
されるばかりか機関１への搭載性も悪化する。

【０００６】また、ロータリバルブ８は、弁体１０のバ
ルブボディ９内での摺動抵抗等に起因して機関の損失仕
事が増大することとなると同時に、吸気通路６上の弁体
１０が抵抗となって機関高速域での吸気充填効率が低下
する惧れがある。

【０００７】更に、ロータリバルブ８の弁体１０が、吸
気通路６内に臨んでいるため、該弁体１０とバルブボデ
ィ９との間の良好なシール性能を得るための高精度な加
工が要求され、該加工作業の困難さとコストの高騰が余
儀なくされる。

【０００８】しかも、ロータリバルブ８は、吸気弁５か
ら十分に離れた吸気ポート６ａの上流端に設けられてい
るため、該ロータリバルブ８と吸気弁５との間の吸気ポ
ート６ａがデッドボリューム空間となっている。したが
って、アドドリング運転時などに、ロータリバルブ８を
閉じても吸気ポート６ａ内の残留した吸気が燃焼室４内
に流入し、該燃焼室４内の吸気量制御精度が低下してし
まう。この結果、正確な吸気供給終了時期の制御が困難
となり、実圧縮比を高精度に制御できなくなる惧れがあ
る。

【０００９】本発明は、前記従来の種々の問題点に鑑み
て案出されたもので、請求項１記載の発明は、 燃焼室
に吸気を強制的に供給する過給機と、前記燃焼室に対す
る吸気の供給終了時期を制御する吸気制御機構とを備え
た吸気装置において、前記吸気制御機構は、機関の回転
に同期して回転する駆動軸と、外周に吸排気弁を駆動す
るカムを有するカムシャフトと、前記駆動軸とカムシャ
フトとの間に配置されて、駆動軸の回転力を前記カムシ
ャフトに伝達する回転伝達部材と、機関運転状態に応じ
て前記回転伝達部材の回転軸心を駆動軸の軸心に対して
変化させる駆動機構とを備えたことを特徴としている。
請求項２記載の発明は、前記駆動軸に設けられたフラン
ジ部とカムシャフトに設けられたフランジ部とを互いに
対向配置すると共に、該両フランジ部間に前記駆動軸の
軸心を中心として揺動自在な制御環を設け、かつ該制御
環の内周に駆動軸の回転力をカムシャフトに伝達する環
状ディスクを回転自在に支持し、前記駆動機構によって
制御環を揺動させることにより、前記駆動軸の軸心に対
して環状ディスクの回転中心を変化させるように構成し
たことを特徴としている。

【００１０】

【作用】前記構成の本発明によれば、回転伝達部材であ
る環状ディスクの中心が駆動軸の中心と合致している場
合は、カムシャフトは前記環状ディスク等を介して駆動
軸に同期して位相差なしで回転する。

【００１１】一方、機関運転状態の変化に伴い駆動機構
により制御環を介して環状ディスクが一方向へ揺動する
と、その中心が駆動軸の中心と偏心する。したがって、
駆動軸側のフランジ部の係止溝と一方側ピン並びにカム
シャフト側のフランジ部の係止溝と他方側のピンの摺動
位置が、駆動軸の１回転毎に移動する。つまり、例えば
駆動軸側の係合溝とピンの摺動位置が駆動軸の中心に接
近する場合は、カムシャフト側の係合溝とピンの摺動位
置が逆に駆動軸中心から離間するため、環状ディスクの
角速度が駆動軸に対して小さくなり、カムシャフトの角
速度も環状ディスクに対して小さくなる。依って、カム
シャフトは駆動軸に対して２重に減速された形になり、
一方、環状ディスクを前記とは逆の位置に偏心させた場
合は、カムシャフトは駆動軸に対して２重に増速され
る。斯かる減速、増速作用によりカムを介して所望の吸
気弁の開閉時期を得ることができる。

【００１２】また、本発明は、吸気制御機構を吸気通路
ではなく、シリンダヘッド内に設けて、直接、吸気弁の
作動角を可変制御するようにしたため、吸気通路の構造
が簡素化されると共に、装置のコンパクト化が図れる。

【００１３】また、シール性能等を全く考慮する必要が
ないばかりか、デッドボリューム空間が存在しないの
で、吸気供給量を高精度に制御でき、実圧縮比制御の精
度が向上する。

【００１４】

【実施例】図７は、本発明の吸気装置を示し、図中１は
ＤＯＨＣ型動弁機構を備えたガソリン機関、３はシリン
ダヘッド２との間に燃焼室４を形成するピストン、５は
シリンダヘッド２に設けられて、吸気ポート６ａの燃焼
室４側開口端を開閉する吸気弁、７は吸気通路６を構成
する吸気マニホルド６ｂの上流側に設けられた過給機た
るターボチャージャである。また、前記シリンダヘッド
２の内部には、吸気弁５の作動角（開閉時期）を可変制
御する吸気制御機構２０が設けられている。

【００１５】この吸気制御機構２０は、図１〜図６に示
すように構成され、図１の２１は図外の機関のクランク
軸からスプロケットを介して回転力が伝達される駆動
軸、２２は該駆動軸２１の外周に一定の隙間をもって配
置され、かつ駆動軸２１の中心Ｘと同軸上に設けられた
カムシャフトであって、前記駆動軸２１は、機関前後方
向に延設されていると共に、軽量化等の要請から内部中
空状に形成されている。

【００１６】前記カムシャフト２２は、中空状に形成さ
れ、シリンダヘッド２上端部に有する図外のカム軸受に
回転自在に支持されていると共に、図２に示すように外
周の所定位置に吸気弁５をバルブスプリング２４のばね
力に抗してバルブリフター２５を介して開作動させる複
数のカム２６…が一体に設けられている。また、カムシ
ャフト２２は、長手方向の所定位置で軸直角方向から分
割形成されていると共に、一方側の分割端部にフランジ
部２７が設けられている。また、この両分割端部間にス
リーブ２８と回転伝達部材である環状ディスク２９が配
置されている。前記フランジ部２７は、図４にも示すよ
うに中空部から半径方向に沿った細長い矩形状の係合溝
３０が形成されていると共に、その外周面の円周方向に
環状ディスク２９の一側面に摺接する突起面２７ａが一
体に設けられている。

【００１７】前記スリーブ２８は、小径な一端部がカム
シャフト２２の前記他方側の分割端部内に回転自在に挿
入している共に、略中央位置に直径方向に貫通した連結
軸３１を介して駆動軸２１に連結固定されている。ま
た、スリーブ２８の他端部に設けられたフランジ部３２
は、図５にも示すように前記係止溝３０と反対側に半径
方向に沿った細長い矩形状の係合溝３３が形成されてい
ると共に、外周面に環状ディスク２９の他側面に摺接す
る突起面２８ａが一体に設けられている。

【００１８】前記環状ディスク２９は、略ドーナツ板状
を呈し、内径がカムシャフト２２の内径と略同径に形成
されて、駆動軸２１の外周面との間に環状の隙間部Ｓが
形成されていると共に、小巾の外周部２９ａが環状ベア
リング３４を介して制御環３５の内周面に回転自在に支
持されている。また、直径線上の対向位置に貫通形成さ
れたピン孔２９ｂ，２９ｃには、各係合溝３０，３３に
係入する一対のピン３６，３７が設けられている。この
各ピン３６，３７は、互いにカムシャフト軸方向へ逆向
きに突出しており、基部がピン孔２９ｂ，２９ｃ内に回
転自在に支持されていると共に、先端部の両側縁に図４
及び図５に示すように前記係合溝３０，３３の対向内面
３０ａ，３０ｂ、３３ａ，３３ｂと当接する２面巾状の
平面部３６ａ，３６ｂ、３７ａ，３７ｂが形成されてい
る。

【００１９】前記制御環３５は、図１〜図３に示すよう
に略円環状を呈し、外周の一端部に有するボス部３５ａ
及び該ボス部３５ａを貫通した枢支ピン３８を支点とし
て図２中上下に揺動自在に設けられている一方、該ボス
部３５ａと反対側の外周面にレバー部３５ｂが半径方向
に沿って突設されている。また、この制御環３５は、レ
バー部３５ｂを介して駆動機構３９により揺動するよう
になっている。

【００２０】前記駆動機構３９は、図２及び図６に示す
ようにシリンダヘッド２の所定部位に対向して形成され
た第１，第２シリンダ４０，４１と、該各シリンダ４
０，４１内から出没自在に設けられて各先端縁で前記レ
バー部３５ａの円弧状先端を上下方向から挾持する油圧
ピストン４２及びプランジャ４３と、前記第１シリンダ
４０内の受圧室４０ａに油圧を給排して油圧ピストン４
２を進退動させる油圧回路４４とを備えている。

【００２１】前記第２シリンダ４１内に設けられたプラ
ンジャ４３は、略有底円筒状に形成され、第２シリンダ
４１内に弾装されたコイルスプリング４５のばね力で進
出方向（レバー部方向）に付勢されている。

【００２２】前記油圧回路４４は、一端部がオイルパン
４６内に、他端部が受圧室４０ａに夫々連通した油通路
４７と、該油通路４７のオイルパン４６側に設けられた
オイルポンプ４８と、該オイルポンプ４８の下流側に設
けられた３ポート２位置型の電磁切換弁４９とから主と
して構成されている。前記電磁切換弁４９は、機関回転
数や吸入空気量等の信号に基づいて現在の機関運転状態
を検出するコントローラ５０からのＯＮ−ＯＦＦ信号に
よって流路を切り換え作動し、ＯＮ信号によって油通路
４７全体を連通する一方、ＯＦＦ信号によって油通路４
７とドレン通路５１を連通するようになっている。

【００２３】以下、本実施例の作用について説明する。

【００２４】機関が低速低負荷域などの場合は、コント
ローラ５０から電磁切換弁４９にＯＦＦ信号が出力され
て、油通路４７の上流側を遮断すると共に、油通路４７
の下流側とドレン通路５１を連通する。このため、受圧
室４０ａ内の作動油は、油通路４７を逆流してドレン通
路５１からオイルパン４６内に戻され、したがって、受
圧室４０ａの内圧低下に伴い油圧ピストン４２はバルブ
スプリング２４及びコイルスプリング４５のばね力でプ
ランジャ４３を介して後退移動する。これにより、制御
環３５は、図２，図６の一点鎖線で示すようにプランジ
ャ４３により押し上げられて枢支ピン３８を支点として
上方へ揺動し、環状ディスク２９の中心Ｙが駆動軸２１
の中心Ｘと偏心する。したがって、スリーブ２８の係止
溝３３とピン３７並びにカムシャフト２２の係止溝３０
とピン３６との摺動位置が駆動軸２１の１回転毎に移動
し、環状ディスク２９の角速度が変化して不等角速度回
転になる。

【００２５】即ち、係止溝３３とピン３７の摺動位置が
駆動軸２１の中心Ｘに接近する場合は、係止溝３０とピ
ン３６の摺動位置が中心Ｘから離れる関係になる。この
場合は、環状のディスク２９は、駆動軸２１に対して角
速度が小さくなり、環状ディスク２９に対しカムシャフ
ト２２の角速度も小さくなる。したがって、カムシャフ
ト２２は、駆動軸２１に対して２重に減速された状態に
なる。

【００２６】一方、機関が高速高負荷域になった場合
は、前述とは逆に油圧ピストン４２によりレバー部３５
ｂが押し下げられ環状ディスク２９が図２，図６の２点
鎖線で示すように中心合致位置よりもさらに下方へ揺動
して、係止溝３３とピン３７の摺動位置が駆動軸２１の
中心Ｘから離れ、係止溝３０とピン３６の作動位置が中
心Ｘに接近する関係になると、逆にカムシャフト２２
は、駆動軸２１に対して２重に増速された状態になる。

【００２７】この結果、該夫々の角速度の変化に基づき
カムシャフト２２及びカム２６と駆動軸２１との回転位
相差は、図８Ｂに示すように変化し、吸気弁５の作動角
は同図Ａに示すようにバルブリフトを一定のままカムシ
ャフト２２の位相差に応じて変化する。

【００２８】つまり、カムシャフト２２の角速度が相対
的に大きい場合は、駆動軸２１に対する回転位相は両者
２１，２２が等速になるまで進み、やがてカムシャフト
２２の角速度が相対的に小さくなると回転位相は両者２
１，２２が等速になるまで遅れる。そして、図８Ｂで示
すように回転位相差の最大，最小点の途中に同位相点
（Ｐ点）が存在し、同図の破線で示す回転位相の変化で
は、Ｐ点よりも前の吸気弁２３の開弁時期が遅れ、Ｐ点
より後の閉弁時期は進み、作動角が図８Ａの破線で示す
ように従来の作動角（図中実線）よりも小さくなる。一
方、図８Ｂの一点鎖線で示す回転位相の変化では、Ｐ点
よりも前では開弁時期は進み、Ｐ点より後の閉弁時期は
遅れ、作動角が図８Ａの一点鎖線で示すように従来の作
動角よりも大きくなる。

【００２９】このように、高速高負荷運転時には、吸気
弁５の閉時期を、図９の一点鎖線で示すように下死点を
通過した後、しばらく経てから閉じるように設定し、従
来の通常エンジン（実線）よりも十分に遅角制御し、し
たがって、ここから実際の圧縮行程が開始される。これ
により、実質的な圧縮行程が短くなり、つまり有効圧縮
比が小さくなるため、図１０の一点鎖線で示すように圧
縮終了後の燃焼室４温度の上昇が従来の通常エンジン
（実線）に比較して十分に抑制される。この結果、過給
機７によって過給を行っても、ノッキングの発生が十分
に防止され、出力を大巾に向上させることができる。
尚、斯かる効果は、吸気マニホルド６にインタークーラ
を設けた場合にさらに顕著になる。（図１１参照）。

【００３０】一方、機関低速低負荷域では、吸気弁５の
閉時期を、図９の破線で示すように下死点の通過と略同
時に閉じるように設定し、従来よりも十分に進角制御し
た。したがって、有効な圧縮行程が長くなり、有効圧縮
比が大きくなるため、圧縮終了後の燃焼室４温度が上昇
し、これによって、燃焼効率が向上して燃費を改善でき
ると共に、排気ガス中のＨＣ，ＣＯ等の発生を低減でき
る。また、燃焼が安定し、機関回転の安定化が図れ、運
転性が向上する。

【００３１】しかも、吸気制御機構２０を、吸気ポート
６ａではなくシリンダヘッド２内に設けたため、吸気通
路系構造の簡素化と装置のコンパクト化が図れると共
に、従来のようなシールの必要性が全くなくなるので、
加工作業の煩雑化やコストの上昇が回避できる。また、
吸気通路抵抗がなくなり、前記高速域での吸気弁２３の
閉時期遅角制御と相俟って充填効率が一層向上し、出力
をさらに向上させることが可能になる。

【００３２】更に、本実施例では、前記図８Ａに示すよ
うに吸気弁２３のバルブリフト量を変化させることなく
一定のままで単に作動角を変化させて、特に開時期では
なく閉時期を大きく変化させるだけであるから、燃焼室
４の圧縮比を効果的に低下させることが可能になる。こ
の結果、ノッキングを有効に防止することができ、該ノ
ッキング防止装置としては、最適な構造である。

【００３３】即ち、吸気弁の開閉時期やバルブリフトを
可変制御する装置は、他にも種々提供されており、例え
ば特開平４−２４１９１４号公報に記載されているもの
は、吸気弁を早く閉じて吸気の供給終了時期を早める制
御を行うが、同時に開弁時期も早める制御を行うように
なっている。したがって、吸気弁と排気弁の両方が開い
た状態、つまりオーバラップが大きくなる。このため、
高温の燃焼ガスが燃焼室に残留してしまい、却ってノッ
キングが発生し易くなる。

【００３４】また、特開平３−３３４３８号公報に記載
されている装置は、弁の開閉時期とともにバルブリフト
量も可変制御しており、吸気弁の閉時期を早くする制御
を行うとバルブリフト量も小さく制御されてしまう。こ
のため、吸気弁の開口面積が小さくなり、吸気の絞り膨
張度合が非常に高くなる。そして、この絞り膨張は、等
温変化に極めて近いため、断熱膨張と比較して燃焼室内
の温度低下が起こらない。このため、燃焼室内の温度が
過上昇してノッキングが発生し易くなる。したがって、
同じバルブタイミング制御装置でもノッキング対策用と
しては不適用である。

【００３５】また、本実施例では、前述のように各ピン
３６，３７は両側縁が平面部３６ａ，３６ｂ，３７ａ，
３７ｂに形成されているため、各係止溝３０，３３の対
向内面３０ａ，３０ｂ、３３ａ，３３ｂと面接触状態で
当接する。したがって、駆動軸２１からカムシャフト２
２への回転伝達時及び環状ディスク２９の偏心状態にお
ける平面部３６ａ，３６ｂ、３７ａ，３７ｂと対向内面
３０ａ，３０ｂ、３３ａ，３３ｂとの摺動時に両者間の
集中荷重の発生が防止されて、面圧が低下する。この結
果、係止溝３０，３３とピン３６，３７間に経時的な摩
耗の発生が防止されて、カムシャフト２２の回転トルク
変動に伴う各フランジ部２７，３２と各ピン３６，３７
との打音の発生やバルブタイミングのズレによる制御精
度の低下等が防止される。

【００３６】また、この装置は、吸気弁５がカムシャフ
ト２２のカム２６によって機械的に駆動されるようにな
っているため、吸気弁５の開閉作動が安定かつ正確にな
る。また、装置全体の構造が簡素化され、製造性が良好
になる。

【００３７】尚、吸気通路に可変吸気管長ディバイスを
組み合わせることも可能になる。

【００３８】

【発明の効果】以上の説明で明らかなように、本発明の
吸気装置によれば、吸気制御機構によって吸気弁の閉時
期を可変制御して、有効圧縮比を小さくすることができ
るため、過給された吸気の圧縮温度上昇を十分に抑制で
き、ノッキングの発生を効果的に防止できる。

【００３９】しかも、吸気制御機構を、従来のように吸
気通路ではなく、シリンダヘッド内に設けて、吸気弁を
直接制御するようにしたため、吸気系の構造の簡素化と
装置のコンパクト化が図れる。また、吸気の通路抵抗が
小さくなり、吸気の充填効率も向上すると共に、シール
が不要となるので、煩雑な加工作業やコストの高騰を回
避できる。

【００４０】さらに、デッドボリューム空間が全くなく
なるので、吸気量制御精度が向上し、前述の実圧縮比を
高精度に制御できる。

【００４１】また、本発明は、吸気弁のバルブリフト量
を変化させずに、単に作動角を変化させて閉時期を大き
く変化させるだけであるから、燃焼室の圧縮比を効果的
に低下させることが可能になり、ノッキング防止装置と
しては最適なものである。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施例の要部を示す一部破断図。

【図２】図１のＡ矢視図。

【図３】本実施例の要部を示す平面図。

【図４】図３のＢ−Ｂ線断面図。

【図５】図３のＣ−Ｃ線断面図。

【図６】本実施例の駆動手段を示す概略図。

【図７】本実施例の全体構成を示す概略図。

【図８】本実施例の駆動軸とカムシャフトとの回転位相
差とバルブリフト量の特性図。

【図９】本実施例のＰ−Ｖ線図。

【図１０】本実施例の吸気温度特性を示すグラフ。

【図１１】インタークーラを用いた場合の吸気温度特性
を示すグラフ。

【図１２】従来の吸気装置を示す概略図。

【図１３】同従来の吸気制御機構による吸気制御特性
図。

【符号の説明】

１…ガソリン機関 ２…シリンダヘッド ４…燃焼室 ５…吸気弁 ６…吸気マニホルド ７…ターボチャージャ（過給機） ２１…駆動軸 ２２…カムシャフト ２７…フランジ部 ３２…フランジ部 ２９…環状ディスク ３０，３３…係合溝 ３０ａ，３０ｂ、３３ａ，３３ｂ…対向内面 ３５…制御環 ３６，３７…ピン ３９…駆動機構。

Claims (2)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 燃焼室に吸気を強制的に供給する過給機
   と、前記燃焼室に対する吸気の供給終了時期を制御する
   吸気制御機構とを備えた吸気装置において、 前記吸気制御機構は、機関の回転に同期して回転する駆
   動軸と、 外周に吸排気弁を駆動するカムを有するカムシャフト
   と、前記駆動軸とカムシャフトとの間に配置されて、駆動軸
   の回転力を前記カムシャフトに伝達する回転伝達部材
   と、 機関運転状態に応じて前記回転伝達部材の回転軸心を駆
   動軸の軸心に対して変化させる駆動機構とを備えたこと
   を特徴とする内燃機関の吸気装置。
2. 【請求項２】前記駆動軸に設けられたフランジ部とカム
   シャフトに設けられたフランジ部とを互いに対向配置す
   ると共に、該両フランジ部間に前記駆動軸の軸心を中心
   として揺動自在な制御環を設け、かつ該制御環の内周に
   駆動軸の回転力をカムシャフトに伝達する環状ディスク
   を回転自在に支持し、前記駆動機構によって制御環を揺
   動させることにより、前記駆動軸の軸心に対して環状デ
   ィスクの回転中心を変化させるように構成したことを特
   徴とする請求項１記載の内燃機関の吸気装置。