JP6487587B2 - バルブ開閉機構 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンのシリンダに吸気又は排気を行うエンジンバルブの動弁機構に係り、エンジンバルブの開閉タイミングを変えるバルブ開閉機構に関するものである。

エンジンのシリンダ内での燃料の燃焼効率向上を図るため、エンジンの回転数に合わせてバルブ開閉機構の開閉タイミングを制御することが、一般に行われている。
このような技術として、特許文献１が開示されている。

特許文献１によると、エンジンの吸気バルブ又は排気バルブと、該バルブを閉弁方向に付勢するバルブスプリングと、該バルブスプリングの付勢力に抗してバルブを開弁方向に押圧するためのカムと、バルブに連結されたピストンと、該ピストンが挿入されるピストン挿入孔から構成される制御室と、該制御室にチェック弁を介して接続され制御室に作動流体を供給する供給側流路と、制御室に接続され常時に閉弁する逃がし弁と、該逃がし弁をエンジンの回転数に応じたタイミングで開く駆動手段とを備えている。

即ち、エンジンの吸気バルブ又は排気バルブを開閉するために、カムでバルブを押圧して開弁した後に、バルブに連結されたピストンが挿入されている制御室にバルブの開弁量に応じて作動流体が流入する。
制御室の作動流体は、バルブスプリングの付勢力に抗して、バルブの開弁状態を維持している。
エンジンの吸気バルブ又は排気バルブの閉弁は、制御室の作動流体を逃がす逃がし弁の開タイミングによって行われる。
駆動手段によって行われる逃がし弁の開作動は、エンジン回転に応じたタイミングで作動する制御装置によって、ソレノイドを開方向に駆動する。

一方、制御装置によってソレノイドを開方向に駆動する手段とは独立して設けられ、エンジンの回転によって駆動されるカムの動力を受けて作動するリンク機構を備えている。
リンク機構は、逃がし弁を機械的に開閉操作動作する。

特開２０１０−２７０６０９号公報

特許文献１によると、エンジンの吸気バルブ又は排気バルブの閉作動は、制御室の作動流体を逃がす逃がし弁の開タイミングによって開閉タイミングを制御している。
逃がし弁の駆動手段としては、制御装置によってソレノイドを駆動する方法と、カム駆動によるリンク機構を用いる方法を併設している。
それによって、いずれに不具合が発生した場合であっても、エンジンの稼働を維持するためである。
従って、同じ作用をする装置を二重に装着するためコストが嵩み、装置全体が複雑構造となりトラブルの要因が増加すると、共にエンジン自体が大きくなり、エンジンを装置の動力源として使用する場合、設置上のレイアウトにも無用な影響を及ぼす不具合を有している。
本発明はかかる技術的課題に鑑み、内燃機関のシリンダの複数の給排気バルブの開閉タイミングをずらして、省燃費、抵コストのバルブ開閉装置の提供を目的とする。

本発明は、かかる課題を解決するため、内燃機関のクランク軸の回転に連動して回転するカム軸と、前記内燃機関のシリンダ内と給気通路との開閉を行う２個の給気バルブと、前記カム軸に設けられたカムの回転により揺動駆動する給気バルブのロッカーアームと、前記給気バルブのロッカーアームと前記２個の給気バルブとの間に介装され、前記２個の給気バルブ間に架橋して、前記給気バルブのロッカーアームの揺動駆動による押圧で前記２個の給気バルブの開閉を行う給気バルブのバルブブリッジとを備え、
前記給気バルブのロッカーアームが前記給気バルブのバルブブリッジを押圧する位置は、該押圧位置と前記２個の給気バルブとの距離を不等距離に設定して、前記不等距離の短い距離側の前記給気バルブが開弁した後に遅れて前記不等距離の長い距離側の前記給気バルブを開弁するように構成するとともに、前記不等距離の短い距離側の前記給気バルブを前記不等距離の長い距離側の前記給気バルブより前記給気通路の給気流れ下流側であって、前記シリンダ内にスワール流を形成するように位置せしめ、前記不等距離の長い距離側の前記給気バルブを前記不等距離の短い距離側の前記給気バルブより前記給気通路の給気流れ上流側であって、前記シリンダ内に形成される前記スワール流を後押しするように位置せしめることを特徴とするバルブ開閉機構を提供できる。

かかる発明によれば、バルブブリッジの押圧位置を、該押圧位置と複数のバルブとの距離を不等距離にすることで、バルブに作用する作用力を変えることでバルブの開タイミングを変えて、複雑なバルブタイミング調整装置を使用しないことで、構造の簡素化によるコスト低減、耐久信頼性の向上が図れる。

また本発明は、前記不等距離の短い距離側の前記給気バルブが開弁した後に遅れて前記不等距離の長い距離側の前記給気バルブを開弁するように構成するとともに、前記不等距離の短い距離側の前記給気バルブを前記不等距離の長い距離側の前記給気バルブより前記給気通路の給気流れ下流側であって、前記シリンダ内にスワール流を形成するように位置せしめ、前記不等距離の長い距離側の前記給気バルブを前記不等距離の短い距離側の前記給気バルブより前記給気通路の給気流れ上流側であって、前記シリンダ内に形成される前記スワール流を後押しするように位置せしめることを特徴とする。

このような構成にすることにより、２個の給気バルブの開放に時間差を設けることにより、最初に開いた給気バルブによって生成されたシリンダ内のスワールに習い、次に解放された給気バルブからの吸気が、先のスワールを強くする方向に作用させて、燃焼効率の向上を図り、省燃費及び高出力化に伴い商品性が向上する。

また本発明において好ましくは、前記不等距離の短い距離側の前記給気通路は、前記シリンダの内周面に沿うように湾曲した給気通路に形成されているとよい。

このような構成にすることにより、不等距離の短い距離側の給気通路をシリンダの内周面に沿うように湾曲させることで、給気にシリンダの内周面に沿うような慣性力が作用して、シリンダ内に発生するスワールをより強力にすることができる。

また本発明において好ましくは、前記内燃機関のシリンダ内と排気通路との開閉を行う２個の排気バルブと、前記２個の排気バルブ間に架橋して、排気バルブのロッカーアームの揺動駆動による押圧で前記２個の排気バルブの開閉を行う排気バルブのバルブブリッジとを備え、前記排気バルブのロッカーアームが前記排気バルブのバルブブリッジを押圧する位置は、該押圧位置と前記２個の排気バルブとの距離を不等距離に設定して、前記不等距離の短い距離側の前記排気バルブが開弁した後に遅れて前記不等距離の長い距離側の前記排気バルブを開弁するように構成するとともに、前記不等距離の短い距離側の前記排気バルブは、前記不等距離の長い距離側の前記排気バルブより前記排気通路の排気流上流側に位置して、排気ポート内での排気干渉を抑制するとよい。

このような構成にすることにより、２個の排気バルブの開放に時間差を設けることにより排気通路において、最初に開放された排気バルブによって形成された排気流れに、次に解放された排気バルブからの排ガスが吸出されるようにして流れるため、シリンダからの排ガスの排出抵抗が小さくなり、内燃機関の出力向上が図れる。

また本発明において好ましくは、前記２個の給気バルブを常閉位置に付勢するバルブスプリングは、前記不等距離の短い方のバネ定数を、前記不等距離の長い方のバネ定数より小さくするとよい。
また、前記２個の排気バルブを常閉位置に付勢するバルブスプリングは、前記不等距離の短い方のバネ定数を、前記不等距離の長い方のバネ定数より小さくするとよい。

このような構成にすることにより、不等距離の短い方のバルブのバルブスプリングのバネ定数を、不等距離の長い方のバルブのバルブスプリングのバネ定数より小さくすることで、不等距離の短い方のバルブを早く開弁させることで、開閉タイミングの差を大きくすることができ、更に省燃費および高出力化が図れる。

かかる発明によれば、内燃機関のシリンダの複数の給排気バルブの開閉タイミングをずらして、省燃費、抵コストのバルブ開閉装置の提供することができる。

本発明の第１実施形態かかるバルブ開閉機構の概略構成断面図を示す。 図１のＡ部の拡大詳細図を示す 本発明の給気バルブと排気バルブの配置を表す平面視図を示す。 （Ａ）は本発明の第１実施形態に係る給気バルブ解放時のシリンダ内におけるスワールの説明図、（Ｂ）は従来のスワールの説明図を示す。 （Ａ）は本発明の第１実施形態に係る排気バルブ解放時の排気通路における排ガス流の説明図、（Ｂ）は従来の排ガス流の説明図を示す。 （Ａ）は第１実施形態における、バルブ部ブリッジのレバー比とバルブスプリングバネ定数，（Ｂ）は（Ａ）の説明図，（Ｃ）はクランク角度とバルブリフト量の関係図を示す。 （Ａ）は第２実施形態における、バルブ部ブリッジのレバー比とバルブスプリングバネ定数，（Ｂ）は（Ａ）の説明図，（Ｃ）はランク角度とバルブリフト量の関係図を示す。 （Ａ）は従来技術における、バルブ部ブリッジのレバー比とバルブスプリングバネ定数，（Ｂ）は（Ａ）の説明図，（Ｃ）はランク角度とバルブリフト量の関係図を示す。

以下、本発明に係る実施形態について図面を用いて説明する。
但し、この実施形態に記載されている構成部品の寸法、材質、その相対配置などはとくに特定的な記載がない限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。

（第１実施形態）
図１は、本発明の第１実施形態かかるバルブ開閉機構の概略構成断面図、図２は、図１のＡ部詳細図を示す。
内燃機関であるエンジン１は、エンジン１の本体となるシリンダブロック２と、該シリンダブロック２の上方（図１において）に載置されたシリンダヘッド３と、該シリンダヘッド３の上部に配設された、本発明のバルブ開閉機構５と、該バルブ開閉機構５を覆うロッカーカバー６と、を備えている。

シリンダブロック２の内部には、円筒状のシリンダ２２と、該シリンダ２２の軸線に沿って往復動するピストン２３と、該ピストン２３の往復動を図示省略のコネクチングロッドを介して、回転運動に変換するクランクシャフト（図示省略）を有している。
そして、ピストン２３の上面と、シリンダ２２の内周面と、シリンダヘッド３の下面とで囲まれた空間部が燃焼室Ｓとなる。
また、シリンダブロック２の内部には、燃焼室Ｓから発散される熱を適度の温度に保つ冷却水が通過する冷却水ギャラリィー（図示省略）が設けられている。

シリンダヘッド３には、燃焼室Ｓに外部の空気を導入する連通路である給気通路３５と、燃焼室Ｓで燃焼した排ガス（燃焼ガス）を外部へ排出する連通路である排気通路３６とを有している。
給気通路３５及び排気通路３６は、エンジン１の外部から燃焼室Ｓに至る途中において、二股に分岐した状態で、分岐した先端部が夫々燃焼室Ｓに対して臨んでいる。
従って、１個の燃焼室Ｓに対して、２個の吸気通路３５、３５と、２個の排気通路３６，３６が臨んだ状態になっている。所謂、４バルブエンジンとなっている。
シリンダヘッド３の燃焼室Ｓを形成する面には、後述する給気バルブ５５及び排気バルブ５６のバルブヘッド５５ｂに形成された、テーパ上のバルブシール面５５ａが当接して、燃焼室Ｓ内の気密保持を行う前記テーパ上のバルブシール面５５ａに対応したテーパ状のシール部３ａが形成されている。
シール部３ａは、給気通路３５及び排気通路３６の燃焼室Ｓ側端部になる。
また、テーパ状のシール部３ａの軸線ＣＬ上方には、１シリンダ２２に対して４個のガイド孔３２が形成されている。
ガイド孔３２内には、給気バルブ５５及び排気バルブ５６を軸線ＣＬ方向に摺動をガイドする円筒状のバルブガイド３１が嵌入されている。
従って、テーパ状のシール部３ａの軸線ＣＬと、給気バルブ５５及び排気バルブ５６の軸線ＣＬは、同一軸線上に位置している。

バルブ開閉機構５について説明する。
バルブ開閉機構５は、図示省略のクランクシャフトの回転に同期して回転するカム５１ａを有したカムシャフト５１と、該カムシャフト５１の回転により揺動駆動するロッカーアーム５２と、該ロッカーアーム５２の揺動駆動の回転軸となるロッカーアームシャフト５３と、燃焼室Ｓと外部との連通路を開閉する給気バルブ５５及び排気バルブ５６と、該給気バルブ５５及び排気バルブ５６のバルブステム５５ｃの上端部に係止されたスプリング受け座５７と、該スプリング受け座５７とシリンダヘッド３間に介装され、バルブヘッド５５ｂをシール部３ａに当接させて、燃焼室Ｓの機密を保持するバルブスプリング５８と、バルブステム５５ｃの上端（図１において）とロッカーアーム５２の揺動先端部５２ａとの間に介装されたバルブブリッジ５４とを備えている。

ロッカーアーム５２は、一端５２ａがカム５１ａのカム面に摺接し、他端５２ｂがバルブブリッジ５４とピン結合されている。
ロッカーアーム５２は、一端５２ａと他端５２ｂの中間部がロッカーアームシャフト５３に回転自在に嵌合していると共に、ロッカーアームシャフト５３の軸線方向への移動は規制された状態に取付けられている。
従って、カムシャフト５１の回転により、ロッカーアーム５２の一端がカム形状に沿ってロッカーアームシャフト５３を中心にして上下に揺動駆動する。
一方、ロッカーアーム５２の他端５２ｂは揺動駆動によって、バルブブリッジ５４を下方へ押圧又は上方へ戻す動作を繰返して、バルブブリッジ５４の他端５２ｂと共に給気バルブ５５又は排気バルブ５６を上下に駆動して、連通路（給気通路３５、排気通路３６）の開閉動作をする。

図１のＡ部の拡大図を図２に示す。
図２は、バルブブリッジ５４とロッカーアーム５２の他端５２ｂとの連結構造である。
バルブブリッジ５４は、２本の給気バルブ５５の給気バルブステム５５ｃ（又は、２本の排気バルブ５６の排気バルブステム５６ｃ）の上端に架橋した状態で配設されている。
ロッカーアーム５２の他端５２ｂはバルブブリッジ５４の中間部で、該バルブブリッジ５４とピン５２ｃにてピン結合（押圧位置）されている。
バルブブリッジ５４は、ピン５２ｃを中心にして、揺動自在に連結されている。
本実施形態では、ロッカーアーム５２とバルブブリッジ５４とをピン５２ｃにてピン結合した構造としている。
尚、ガイドピンをシリンダヘッド３に配設して、ロッカーアーム５２の押圧によって、バルブブリッジ５４がガイドピンに沿ってガイドされるようにしてもよい。
バルブブリッジ５４のピン５２ｃは、バルブブリッジ５４の両端部の押圧位置で、第１給気バルブ５５Ａ側の第１ＢＰ及び、第２給気バルブ５５Ｂ側の第２ＢＰ夫々から不等距離に位置している。
尚、第１給気バルブ５５Ａ及び第２給気バルブ５５Ｂは同一形状であるが、説明する上で給気バルブを特定した方が明確になるため、給気バルブ５５を第１給気バルブ５５Ａ、第２給気バルブ５５Ｂとした。
従って、特定する必要がない場合には、給気バルブ５５で総称する。
即ち、ピン５２ｃと第１ＢＰの距離Ｌ１と、ピン５２ｃと第２ＢＰの距離Ｌ２は不等距離になっており、Ｌ２＞Ｌ１に形成されている。
尚バルブブリッジ５４とロッカーアーム５２との連結関係は、給気バルブ５５の場合と、排気バルブ５６の場合と同じである。

また、図３にシリンダ２２と給気バルブ５５及び排気バルブ５６の配置を平面視した状態で示す。
シリンダ２２に対応して、給気通路３５の下流側に位置する第１給気バルブ５５Ａと、第１給気バルブ５５Ａより上流側に位置する第２給気バルブ５５Ｂと、燃焼室Ｓからの排ガスの連通路である排気通路３６の上流側に位置する第１排気バルブ５６Ａと、第１排気バルブ５６Ａより下流側に位置する第２排気バルブ５６Ｂとが配設されている。
従って、第１給気バルブ５５Ａとロッカーアームのピン５２ｃとの距離Ｌ１、第２給気バルブ５５Ｂとピン５２ｃとの距離Ｌ２は上述の通りである。
また、第１排気バルブ５６Ａとピン５２ｃとの距離Ｌ１、第２排気バルブ５６Ｂとピン５２ｃとの距離Ｌ２は、給気バルブ５５と同じように、Ｌ２＞Ｌ１に形成されている。

また、第１給気バルブ５５Ａに連通する第１給気通路（不等距離の短い距離側の給気通路）３５ａは、エンジン１の上面視において、シリンダ２２の内周面に沿うように湾曲した給気通路に形成されている。
このようにすることにより、第１給気バルブ５５Ａ側の給気通路３５ａをシリンダ２２の内周面に沿うように湾曲させることで、給気にシリンダ２２の内周面に沿うような慣性力を発生させることにより、シリンダ２２内に発生するスワールをより強力にすることができる。

このような構造にすることにより、図６に示すバルブ開タイミングが生じる。
図６（Ａ）は第１実施形態における、バルブブリッジのレバー比とバルブスプリングバネ定数，（Ｂ）は（Ａ）の説明図，（Ｃ）は給気バルブ５５側のバルブ開閉タイミングを横軸にクランクシャフトの回転角度、縦軸に夫々のリフト量を示し、図８は、従来のバルブブリッジのレバー比がＬ１＝Ｌ２と比較するために記載したものである。
ｙ１は不等距離の短い側に配置された第１給気バルブ５５Ａのリフト量（ｍ）、ｙ２は不等距離の長い側に配置された第２給気バルブ５５Ｂのリフト量（ｍｍ）、ｙ３はロッカーアーム５２の他端である他端５２ｂのリフト量（ｍｍ）を示す。
δはバルブクリアランス量である。

従来のバルブブリッジ５４の中間（Ｌ１＝Ｌ２）をロッカーアーム５２押圧した場合は、ｙ１及びｙ２共に同じリフト量になっている。
これは、バルブブリッジ５４から第１給気バルブ５５Ａ及び第２給気バルブ５５Ｂへの押圧力が等しくなっている。
４バルブエンジンにおける給気バルブが同時に開弁した場合に、シリンダ２２内に発生するスワールの状況を図４（Ｂ）に模式的に示した。
このように、第１給気バルブ５５Ａと第２給気バルブ５５Ｂが同時に開弁すると、瞬間の開口面積が広い分、給気の流速が落ち、シリンダ内に発生するスワールが弱くなる場合がある。

第１実施形態のバルブ開閉タイミングを図６に示すように、バルブブリッジ５４へのロッカーアーム５２の押圧位置（ピン５２ａ）をＬ２＞Ｌ１にした場合は、バルブブリッジ５４のレバー比によって、ｙ１が開弁してからクランク角度θ遅れて、ｙ２が開弁している。
従って、ｙ１は、ｙ２に対して開弁のリフト量が大きく（リフト量差：Ｒ１）なり、給気時にはシリンダ内にスワールが生起し易くなり、排気時には排気マニホールド内での排気干渉が少なくなる。

ｙ１が漸次増大するのは、ｙ１に作用する押圧力がレバー比によって増大するためである。
一方、ｙ２のリフト量が漸次減少するのは、バルブブリッジ５４のレバー比によって、バルブブリッジ５４はｙ１側が低く傾斜するため、ｙ１側のバルブクリアランスδがｙ２側に集積され、その分ｙ２側のバルブスプリング５７を圧縮する押圧力が減少するためである。
従って、ｙ２のリフト量は、ロッカーアーム５２の他端である他端５２ｂのリフト量（バルブクリアランスδを除いた量）より少なくなる。

図４（Ａ）に、４バルブエンジンにおける第１給気バルブ５５Ａと第２給気バルブ５５Ｂとをずらして開弁した場合に、シリンダ２２内に発生するスワールの状況を模式的に示した。
このような構造にすることにより、第１及び第２給気バルブ５５Ａ、５５Ｂの開弁タイミングをずらすことにより、最初に開いた第１給気バルブ５５Ａによってシリンダ２２内に発生するスワールに対し、次に開弁する第２給気バルブ５５Ｂからの給気がスワールを後押しするように習ってシリンダ２２内に流れるため、スワールが効率よく生成され、給気効率を向上させることができる。

スワールが効率よく生成されることにより、燃料と給気との混合が進み、燃焼効率が向上することで、出力が向上し、省燃費効果を得ることができる。
また、バルブブリッジ５４の押圧位置（ピン５２ｃ）を、第１給気バルブ５５Ａと押圧位置（ピン５２ｃ）との距離Ｌ１と、第２給気バルブ５５Ｂと押圧位置（ピン５２ｃ）との距離Ｌ２とを不等距離にしただけの簡易構造で、バルブ開閉タイミングを変える構造としたので、バルブ開閉機構５の信頼耐久性が向上すると共に、低コストで達成できる。

また、排気バルブ側の第１及び第２排気バルブ５６Ａ，５６Ｂの開弁タイミングは、給気バルブ５５側と同様に、燃焼室Ｓからの排ガスの連通路である排気通路３６の上流側に位置する第１排気バルブ５６Ａが最初に開弁し、少し遅れて（給気バルブ５５側に相当するθ）第１排気バルブ５６Ａより下流側に位置する第２排気バルブ５６Ｂ開弁する。
尚、第１排気バルブ５６Ａと第２排気バルブ５６Ｂの開弁タイミングは、給気バルブ５５の場合と同様なので説明は省略する。

図５（Ｂ）に第１排気バルブ５６Ａ及び第２排気バルブ５６Ｂを同時に開弁した場合、排気通路３６内に発生する排ガスの流れを模式的に示した。
従来のように、第１排気バルブ５６Ａと第２排気バルブ５６Ｂが同時に開弁すると、第１排気バルブ５６Ａから流出した排ガスと、第２排気バルブ５６Ｂから流出した排ガスとの排出量が同じになり、合流点にて互いの流れに干渉して、流量抵抗が増大する。
従って、排気抵抗が大きくなると、エンジン出力が低下する場合がある。

図５（Ａ）に第１排気バルブ５６Ａに少し遅れて（図６のクランク角度θに相当する）第２排気バルブ５６Ｂを開弁した場合に、排気通路３６内の排ガスの流れを模式的に斜視図で示した。
本発明によると、第１排気バルブ５６Ａと第２排気バルブ５６Ｂとの開弁タイビングをずらすことによって、最初に開弁する第１排気バルブ５６Ａからは高い圧力の排ガスが勢いよく噴出する流れが排気通路内３６に形成される。
少し遅れて開弁する第２排気バルブ５６Ｂから排出される排ガスは、第１排気バルブ５６Ａからの流れに吸出されるように流れるため、排ガスの流通抵抗が小さくなる。
従って、排ガスのシリンダ２２内からの排出抵抗が小さくなり、エンジンの内部抵抗が小さくなることによる出力向上が図れる。

（第２実施形態）
第２実施形態は、第１実施形態に対し、第１及び第２給気バルブ５５Ａ、５５Ｂを閉弁位置に維持するバルブスプリング５９のバネ定数Ｋを変更した以外は同じである。
従って、同一部分の説明は省略し、同一部品には、同一の符号を付して、説明は省略する。

本実施形態において、バルブブリッジ５４とロッカーアーム５２の他端５２ｂとの連結構造は第１実施形態と同じように、なっている。
即ち、バルブブリッジ５４とロッカーアーム５２とを連結するピン５２ｃは、バルブブリッジ５４の両端部の押圧位置である第１ＢＰ及び第２ＢＰ夫々から不等距離に位置している。（図２参照）
即ち、ピン５２ｃと第１ＢＰの距離Ｌ１と、ピン５２ｃと第２ＢＰの距離Ｌ２は不等距離になっており、Ｌ２＞Ｌ１（Ｌ２＝２×Ｌ１）に形成されている。

更に、第１給気バルブ５５Ａをシリンダヘッド３のシール部３ａに押圧する第１バルブスプリング５９Ａのバネ定数Ｋは、第２給気バルブ５５Ｂの第２バルブスプリング５９Ｂのバネ定数の１／２Ｋにした。
図７に、第２実施形態における、クランクシャフトの回転角度とカム５１ａのリフト量を示す。
図７（Ａ）は第２実施形態における、バルブブリッジのレバー比とバルブスプリングバネ定数，（Ｂ）は（Ａ）の説明図，（Ｃ）は給気バルブ５５側のバルブ開閉タイミングを横軸にクランクシャフトの回転角度、縦軸に夫々のリフト量を示す。
バルブブリッジ５４のレバー比及びバネ定数Ｋを変えたことにより、ｙ１が開弁してからクランク角度θ遅れて、ｙ２が開弁している。
従って、ｙ１は、ｙ２に対して開弁のリフト量が大きく（リフト量差：Ｒ２）なり、給気時にはシリンダ内にスワールが生起し易くなり、排気時には排気マニホールド内での排気干渉が少なくなる。
尚、ｙ１とｙ２のリフト量の差はＲ１＜Ｒ２となっている。
第２実施形態は、バネ定数Ｋ及びバルブブリッジ５４のレバー比の変更により１実施形態に対し、第１給気バルブ５５Ａのリフト量と第２給気バルブ５５Ｂとのリフト量の差はＲ１＜Ｒ２となっている。

このような構造にすることにより、第１及び第２給気バルブ５５Ａ、５５Ｂの開弁タイミングのずらす量を大きくことができる。
従って、最初に開いた第１給気バルブ５５Ａによってシリンダ２２内に発生するスワールに対し、次に開弁する第２給気バルブ５５Ｂからの給気がスワールを後押して、第１実施形態より更に強いスワールがシリンダ２２内に発生させることができ、更なる給気効率の向上が図れる。

従って、燃料と給気との混合が進み、燃焼効率が向上することで、出力が向上し、省燃費効果を得ることができる。
尚、本実施形態では、給気バルブのバルブ開閉機構について説明したが、排気バルブのバルブ開閉機構も第１実施形態と同様な効果を得ることができる。

エンジンのシリンダに吸気又は排気を行うエンジンバルブの動弁機構に係り、エンジンバルブの開閉タイミングを変えるバルブ開閉機構に利用できる。

１ エンジン（内燃機関）
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
５ バルブ開閉機構
６ ロッカーカバー
２２ シリンダ
２３ ピストン
３５ 給気通路
３６ 排気通路
５１ カムシャフト
５１ａ カム
５２ ロッカーアーム
５２ｂ 他端
５２ｃ ピン
５４ バルブブリッジ
５５ 給気バルブ
５５Ａ 第１給気バルブ
５５Ｂ 第２給気バルブ
５６ 排気バルブ
５６Ａ 第１排気バルブ
５６Ｂ 第２排気バルブ
５８，５９ バルブスプリング
Ｓ 燃焼室

Claims (5)

1. 内燃機関のクランク軸の回転に連動して回転するカム軸と、
   前記内燃機関のシリンダ内と給気通路との開閉を行う２個の給気バルブと、
   前記カム軸に設けられたカムの回転により揺動駆動する給気バルブのロッカーアームと、
   前記給気バルブのロッカーアームと前記２個の給気バルブとの間に介装され、前記２個の給気バルブ間に架橋して、前記給気バルブのロッカーアームの揺動駆動による押圧で前記２個の給気バルブの開閉を行う給気バルブのバルブブリッジとを備え、
   前記給気バルブのロッカーアームが前記給気バルブのバルブブリッジを押圧する位置は、該押圧位置と前記２個の給気バルブとの距離を不等距離に設定して、
   前記不等距離の短い距離側の前記給気バルブが開弁した後に遅れて前記不等距離の長い距離側の前記給気バルブを開弁するように構成するとともに、前記不等距離の短い距離側の前記給気バルブを前記不等距離の長い距離側の前記給気バルブより前記給気通路の給気流れ下流側であって、前記シリンダ内にスワール流を形成するように位置せしめ、
   前記不等距離の長い距離側の前記給気バルブを前記不等距離の短い距離側の前記給気バルブより前記給気通路の給気流れ上流側であって、前記シリンダ内に形成される前記スワール流を後押しするように位置せしめることを特徴とするバルブ開閉機構。
2. 前記不等距離の短い距離側の前記給気通路は、前記シリンダの内周面に沿うように湾曲した給気通路に形成されていることを特徴とする請求項１記載のバルブ開閉機構。
3. 前記内燃機関のシリンダ内と排気通路との開閉を行う２個の排気バルブと、前記２個の排気バルブ間に架橋して、排気バルブのロッカーアームの揺動駆動による押圧で前記２個の排気バルブの開閉を行う排気バルブのバルブブリッジとを備え、
   前記排気バルブのロッカーアームが前記排気バルブのバルブブリッジを押圧する位置は、該押圧位置と前記２個の排気バルブとの距離を不等距離に設定して、
   前記不等距離の短い距離側の前記排気バルブが開弁した後に遅れて前記不等距離の長い距離側の前記排気バルブを開弁するように構成するとともに、前記不等距離の短い距離側の前記排気バルブは、前記不等距離の長い距離側の前記排気バルブより前記排気通路の排気流上流側に位置して、排気ポート内での排気干渉を抑制することを特徴とする請求項１記載のバルブ開閉機構。
4. 前記２個の給気バルブを常閉位置に付勢するバルブスプリングは、前記不等距離の短い方のバネ定数を、前記不等距離の長い方のバネ定数より小さくしたことを特徴とする請求項１記載のバルブ開閉機構。
5. 前記２個の排気バルブを常閉位置に付勢するバルブスプリングは、前記不等距離の短い方のバネ定数を、前記不等距離の長い方のバネ定数より小さくしたことを特徴とする請求項３記載のバルブ開閉機構。
   

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