JP3546278B2

JP3546278B2 - 内燃機関の動弁装置

Info

Publication number: JP3546278B2
Application number: JP09821096A
Authority: JP
Inventors: 計宏桜井
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1996-04-19
Filing date: 1996-04-19
Publication date: 2004-07-21
Anticipated expiration: 2016-04-19
Also published as: DE69700353T2; JPH09287419A; EP0802306A1; US5743225A; DE69700353D1; EP0802306B1

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関の動弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
開弁期間が互いに異なる一対の排気弁を具備した内燃機関の動弁装置が公知である（特開平１−１５９４１７号公報参照）。この動弁装置では一対の排気弁の開弁期間を互いに異ならせることによって排気脈動を低減し、それによってポンピングロスを低減するようにしている。なお、各排気弁は圧縮ばねにより閉弁方向に付勢されており、カムによる開弁力がこの圧縮ばねのばね力よりも大きくなると排気弁が開弁するようになっている。
【０００３】
ところで、上記記載の動弁装置では各排気弁を駆動するカムのプロフィールを互いに異ならせることによってこれら排気弁の開弁期間が互いに異なるようにしている。この場合、排気弁の耐久性および信頼性を考慮してカムのプロフィールを定めると開弁期間が長い排気弁程最大弁リフト量が大きくなる。したがって、上述の動弁装置におけるように排気弁毎に開弁期間を異ならせると排気弁毎に最大弁リフト量が異なることになる。
【０００４】
このように排気弁毎に最大弁リフト量が異なる場合、各排気弁に対し最適な動弁装置の構成要素を用いれば各排気弁の動特性を最適にすることができる。ところが、圧縮ばねなどの構成要素を排気弁毎に異ならせるのは部品点数が増え、コストも増大するので好ましくない。また、動弁装置の組付時のことを考えると圧縮ばねなどは各排気弁に対し同一であるのが好ましい。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、開弁期間が短い方の排気弁に対し最適な圧縮ばねを開弁期間が長い方の排気弁に用いると圧縮ばねのばね力と排気弁の慣性力との差の最小値である最小余裕荷重が過度に大きくなる。その結果、開弁期間が長い方の排気弁において摩擦が増大し、斯くして燃料消費率が悪化し或いはカム面などが著しく磨耗するという問題点がある。一方、開弁期間が長い方の排気弁に対し最適な圧縮ばねを開弁期間が短い方の排気弁に用いると最小余裕荷重が過度に小さくなる。その結果、開弁期間が短い方の排気弁のカムに対する追従性が悪化してジャンピングやバウンシングが生じるという問題点がある。また、この場合機関回転数が高くなると開弁期間が短い方の排気弁にサージングが生じ、このため機関最高回転数を制限せざるを得なくなるという問題点もある。上記公報はこの問題点について何ら示唆していない。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために１番目の発明によれば、最大弁リフト量が互いに異なる複数の吸気弁または排気弁を具備し、これら弁を駆動するカムのプロフィールが互いに異なることによってこれら弁の最大弁リフト量が互いに異なっており、各弁が圧縮ばねによって閉弁方向に付勢されている内燃機関の動弁装置において、各圧縮ばねを同一の圧縮ばねから形成し、付勢すべき弁の最大弁リフト量が小さい圧縮ばね程初期荷重が大きくなるように付勢すべき弁の最大弁リフト量が小さい圧縮ばね程圧縮ばねの初期長さを短くしている。すなわち１番目の発明では、付勢すべき弁の最大弁リフト量が小さい圧縮ばね程圧縮ばねの初期荷重が大きくされるので圧縮ばねを同一としても各弁において最小余裕荷重が過度に大きくなり或いは過度に小さくなるのが阻止される。
【０００７】
２番目の発明によれば上記課題を解決するために１番目の発明において、カムと、シリンダヘッド内に形成されたばね受け面間に各圧縮ばねが配置されており、付勢すべき弁の最大弁リフト量が小さい圧縮ばねのばね受け面程カムシャフトの軸線とばね受け面間の距離が短くなるようにばね受け面を形成して付勢すべき弁の最大弁リフト量が小さい圧縮ばね程圧縮ばねの初期長さを短くしている。すなわち２番目の発明では、シリンダヘッドの形状を変更するだけで圧縮ばねの初期荷重が変更される。
【０００８】
【発明の実施の形態】
図１および図２は本発明を一対の排気弁に適用した場合を示している。
図１に示されるように、シリンダヘッド１の内壁面１ａの一側には第１の吸気弁２ａおよび第２の吸気弁２ｂが配置される。これら吸気弁２ａ，２ｂは互いに同一の部材から形成されている。一方、シリンダヘッド内壁面１ａの他側には第１の排気弁３ａおよび第２の排気弁３ｂが配置される。これら排気弁３ａ，３ｂも互いに同一の部材から形成されている。さらに、シリンダヘッド内壁面１ａのほぼ中央部には点火栓４が配置される。
【０００９】
図２を参照すると、５はシリンダブロック、６は燃焼室、７ａは第１の排気ポート、７ｂは第２の排気ポート、８ａは第１の排気弁３ａを駆動するための第１のカム、８ｂは第２の排気弁３ｂを駆動するための第２のカムをそれぞれ示す。これらカム８ａ，８ｂは共通のカムシャフト９上に形成されており、カムシャフト９は軸線Ｋ−Ｋ回りに回転せしめられる。
【００１０】
各排気弁３ａ，３ｂの頂部とそれぞれ対応するカム８ａ，８ｂ間にはバルブリフタ１０ａ，１０ｂがそれぞれ配置される。各バルブリフタ１０ａ，１０ｂはシリンダヘッド１内に形成されたリフタ案内孔１１ａ，１１ｂにより案内されつつリフタ案内孔１１ａ，１１ｂ内を摺動する。また、各排気弁３ａ，３ｂの頂部には図示しないバルブコッタを介してバルブリテーナ１２ａ，１２ｂがそれぞれ取り付けられる。
【００１１】
各排気弁３ａ，３ｂのステム部周りのシリンダヘッド１内には凹状をなすバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂがそれぞれ形成される。バルブリテーナ１２ａ，１２ｂとそれぞれ対応するバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂ間には、圧縮ばねを構成するバルブスプリング１４ａ，１４ｂが圧縮状態でそれぞれ挿入される。これらバルブスプリング１４ａ，１４ｂはそれぞれ対応する排気弁３ａ，３ｂを閉弁方向に付勢している。
【００１２】
図２からわかるように、第１の排気弁３ａのバルブスプリングシート１３ａはカム軸線Ｋ−Ｋからの距離ＨがＨ１となるように形成されており、第２の排気弁３ｂのバルブスプリングシート１３ｂはカム軸線Ｋ−Ｋからの距離ＨがＨ１よりもＤＨだけ長いＨ２となるように形成されている。排気弁３ａ，３ｂの閉弁時においてカム軸線Ｋ−Ｋからバルブリテーナ１２ａ，１２ｂの各底面までの距離は共にｈであるので排気弁３ａ，３ｂが閉弁しているときのバルブスプリング１４ａ，１４ｂの長さをバルブスプリングの初期長さと称すればバルブスプリング１４ａの初期長さはＨ１−ｈであり、バルブスプリング１４ｂの初期長さはバルブスプリング１４ａの初期長さよりもＤＨだけ長いＨ２−ｈである。
【００１３】
バルブリフタ１０ａ，１０ｂ、バルブリテーナ１２ａ，１２ｂ、バルブスプリング１４ａ，１４ｂはそれぞれ互いに同一の部材から形成されている。このように、第１の排気弁３ａ用の構成要素と、第２の排気弁３ｂ用の構成要素とを互いに同一とすることによって組付時に組付違いが生ずるのを阻止することができる。
【００１４】
カム８ａ，８ｂによる開弁力はバルブリフタ１０ａ，１０ｂを介してそれぞれ対応する排気弁３ａ，３ｂに作用し、この開弁力がバルブスプリング１４ａ，１４ｂによる閉弁力よりも大きくなると排気弁３ａ，３ｂが開弁する。
図３は排気弁３ａ，３ｂの弁リフト曲線を示している。図３においてＬ１は第１の排気弁３ａの弁リフト曲線を示し、Ｌ２は第２の排気弁３ｂの弁リフト曲線を示している。図３に示されるように、第１の排気弁３ａはカム角ＣＡ１に相当する期間だけ開弁し、第２の排気弁３ｂはカム角ＣＡ２に相当する期間だけ開弁する。すなわち、第２の排気弁３ｂの開弁期間が第１の排気弁３ａの開弁期間よりも長くなっている。このように第１の排気弁３ａの開弁期間と第２の排気弁３ｂの開弁期間とを互いに異ならせることによって排気脈動を低減することができ、その結果機関ポンピングロスを低減することができる。なお、図３からわかるように排気弁３ａ，３ｂの閉弁時期はほぼ一致している。その結果、機関アイドリング運転時における機関安定性を確保することができる。
【００１５】
これら排気弁３ａ，３ｂの開弁期間を互いに異ならせるために、図４に示されるように第１のカム８ａのプロフィールと第２のカム８ｂのプロフィールとが互いに異ならしめられている。このようにカムのプロフィールを変更することによって弁の開弁期間を変更するようにすると動弁装置の構成を簡素化することができる。なお、カム８ａ，８ｂの基礎円の半径Ｒは互いに等しくなっている。
【００１６】
ところで、通常カムのプロフィールは、排気弁または吸気弁の最大弁リフト量ができるだけ大きくなるようにしつつ、弁の追従性が悪化しないようにまたは弁の打音が大きくならないように定められる。このため、開弁期間が互いに異なるようにカムのプロフィールを定めるとこれらの制限により最大弁リフト量が互いに異なることになる。すなわち、図３に示されるように第２の排気弁３ｂの最大弁リフト量Ｍ２に対して第１の排気弁３ａの最大弁リフト量Ｍ１がＤＬだけ小さくなる。また、上述の制限を受けてカム８ａ，８ｂのプロフィールを定めると、排気弁３ａ，３ｂの加速度と、最大弁リフト量に対する弁リフト量の比との関係が互いにほぼ等しくなる。
【００１７】
次に図５を参照してカム軸線Ｋ−Ｋとバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂ間の距離Ｈの設定方法について説明する。図５において、Ｉ１は第１の排気弁３ａの慣性力の一部を示しており、Ｉ２は第２の排気弁３ｂの慣性力の一部を示している。
ところで、従来では、カム軸線Ｋ−Ｋからバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂまでの距離Ｈが互いに等しくなるようにこれらバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂが形成され、このためバルブスプリング１４ａ，１４ｂの初期長さが互いにほぼ等しくされていた。この場合、バルブスプリング１４ａ，１４ｂを同一とするとバルブスプリング１４ａ，１４ｂに作用する初期荷重、すなわち排気弁３ａ，３ｂが閉弁しているときにバルブスプリング１４ａ，１４ｂに作用する荷重がほぼ同一となってバルブスプリング１４ａ，１４ｂのばね力曲線が互いにほぼ同一となる。
【００１８】
すなわち、例えばバルブスプリング１４ａ，１４ｂの初期長さが共にＨ１−ｈとなるようにバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂを形成するとバルブスプリング１４ａ，１４ｂの初期荷重が共にＩＬ１となってバルブスプリング１４ａ，１４ｂのばね力曲線が共に図５のＳ１のようになる。また、バルブスプリング１４ａ，１４ｂの初期長さが共にＨ２−ｈとなるようにバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂを形成するとバルブスプリング１４ａ，１４ｂの初期荷重が共にＩＬ２となってバルブスプリング１４ａ，１４ｂのばね力曲線が共に図５のＳ２のようになる。
【００１９】
ところが、本実施態様におけるように排気弁３ａ，３ｂの最大弁リフト量が互いに異なる場合には図５に示されるように排気弁３ａ，３ｂの慣性力曲線Ｉ１，Ｉ２が互いに異なることになる。このため、バルブスプリング１４ａ，１４ｂのばね力曲線が共にＳ１となるようにした場合には第１の排気弁３ａにおける最小余裕荷重が最適なＭＡＬＳとなるものの第２の排気弁３ｂにおける最小余裕荷重が過度に大きなＭＡＬｘとなってしまう。このように最小余裕荷重が過度に大きくなると、冒頭で述べたようにカム８ａ，８ｂとバルブリフタ１０ａ，１０ｂ間の摩擦が著しく大きくなって燃料消費率が増大し、或いはカム面やバルブリフタ面の磨耗が著しく増大してしまう。
【００２０】
一方、バルブスプリング１４ａ，１４ｂのばね力曲線が共にＳ２となるようにした場合には第２の排気弁３ｂにおける最小余裕荷重が最適なＭＡＬＳとなるが、第１の排気弁３ａにおける最小余裕荷重は過度に小さなＭＡＬｙとなってしまう。このように最小余裕荷重が過度に小さくなると排気弁３ａ，３ｂのカム８ａ，８ｂに対する追従性が悪化してジャンピングやバウンシングが生じることになる。また、この場合機関回転数が高くなると排気弁にサージングが生じるので機関最高回転数を制限せざるを得ない。
【００２１】
したがって、排気弁３ａ，３ｂの最大弁リフト量が互いに異なって慣性力曲線が互いに異なる場合には排気弁毎にバルブスプリング１４ａ，１４ｂのばね力曲線を異ならせてそれぞれの最小余裕荷重を最適にする必要がある。すなわち、バルブスプリングを同一としてばね定数が同じ場合には、最大弁リフト量が小さい排気弁のバルブスプリング程その初期長さを短くして初期荷重を大きくすればよいことがわかる。
【００２２】
そこで、バルブスプリングシート１３ｂの距離ＨがＨ２となるようにバルブスプリングシート１３ｂを形成してバルブスプリング１４ｂの初期長さがＨ２−ｈとなるようにし、バルブスプリングシート１３ａの距離ＨがＨ２よりもＤＨだけ短いＨ１となるようにバルブスプリングシート１３ａを形成してバルブスプリング１４ａの初期長さがＨ２−ｈよりもＤＨだけ短いＨ１−ｈとなるようにしている。その結果、バルブスプリング１４ｂの初期荷重がＩＬ２となってばね力曲線がＳ２に一致し、バルブスプリング１４ａの初期荷重がＩＬ２よりも大きいＩＬ１となってばね力曲線がＳ１に一致し、斯くして排気弁３ａ，３ｂにおける最小余裕荷重を共に最適値ＭＡＬＳにすることができる。
【００２３】
このようにバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂの距離Ｈを調節することによってバルブスプリング１４ａ，１４ｂの初期長さおよび初期荷重を調節するようにするとシリンダヘッド１を例えば鋳造成形するときの鋳型の設計変更のみによってバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂの距離Ｈを定めることができる。すなわち、特別な機械加工や追加の部材を必要としないので動弁装置を容易にかつ安価に製造することができる。
【００２４】
なお、駆動すべき排気弁の最大弁リフト量が小さいカム程その基礎円の半径を大きくして対応するバルブスプリングの初期長さが短くなるようにしてもよい。或いは、バルブスプリングシート１３ａ，１３ｂの距離Ｈを共に例えばＨ２となるようにバルブスプリングシート１３ａ，１３ｂを形成しつつバルブスプリング１４ａの底端部とバルブスプリングシート１３ａ間に厚さＤＨの板材を挿入してもよい。
【００２５】
上述の実施態様では本発明を一対の排気弁に適用した場合を示している。しかしながら、本発明を、３つ以上の排気弁、複数の吸気弁、或いは排気弁および吸気弁の両方に適用することもできる。
【００２６】
【発明の効果】
１番目の発明では、動弁装置の構成および組付を容易にしつつ弁の良好な作動を確保することができる。
２番目の発明では、容易かつ安価に圧縮ばねの初期長さを定めることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】シリンダヘッド内壁面の底面図である。
【図２】図１の線ＩＩ−ＩＩに沿ってみたシリンダヘッドの部分断面図である。
【図３】弁リフト曲線を示す線図である。
【図４】カムの部分側面図である。
【図５】バルブスプリングに作用する荷重と弁リフト量との関係を示す線図である。
【符号の説明】
１…シリンダヘッド
２ａ，２ｂ…吸気弁
３ａ…第１の排気弁
３ｂ…第２の排気弁
８ａ，８ｂ…カム
１３ａ，１３ｂ…バルブスプリングシート
１４ａ，１４ｂ…バルブスプリング
Ｋ−Ｋ…カム軸線

Claims

最大弁リフト量が互いに異なる複数の吸気弁または排気弁を具備し、これら弁を駆動するカムのプロフィールが互いに異なることによってこれら弁の最大弁リフト量が互いに異なっており、各弁が圧縮ばねによって閉弁方向に付勢されている内燃機関の動弁装置において、各圧縮ばねを同一の圧縮ばねから形成し、付勢すべき弁の最大弁リフト量が小さい圧縮ばね程初期荷重が大きくなるように付勢すべき弁の最大弁リフト量が小さい圧縮ばね程圧縮ばねの初期長さを短くした内燃機関の動弁装置。
カムと、シリンダヘッド内に形成されたばね受け面間に各圧縮ばねが配置されており、付勢すべき弁の最大弁リフト量が小さい圧縮ばねのばね受け面程カムシャフトの軸線とばね受け面間の距離が短くなるようにばね受け面を形成して付勢すべき弁の最大弁リフト量が小さい圧縮ばね程圧縮ばねの初期長さを短くした請求項１に記載の内燃機関の動弁装置。