JPH0460111A - ディーゼルエンジンの燃焼室装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は、ディーゼルエンジンの燃焼室装置に関する。

従来の技術 従来、燃焼室内に入る空気量を増加させることにより出
力向上を図ったデイ−セルエンジンが開発されており、
このディーゼルエンジンの一般的構造を第５図及び第６
図に基づいて説明する。シリンダｌ内にはピストン２が
摺動自在に設けられており、ピストン２はコネクティン
グロッド３を介してクランクシャフト（図示せず）に連
結されている。また、シリンダ１の先端部にはへラドガ
スケット４を介装したシリンダヘッド５がヘッドボルト
（図示せず）により締付けられている。

前記シリンダヘッド５には、まず、シリンダ１内の主燃
焼室６に連通された吸気通路７と排気通路８とが形成さ
れており、吸気通路７のポート部を開閉する吸気弁（図
示せず）と排気通路８のポート部を開閉する排気弁９と
が取付けられている。

また、前記シリンダヘッド５にはインサート１０を組付
けることにより副燃焼室１１が形成されており、この副
燃焼室１１に臨んで主噴射ノズル１２とグロープラグ１
３とが取付けられている。さらに、前記シリンダヘッド
５には給気室１４が形成されており、この給気室１４と
前記主燃焼室１１とが連通口１５を介して連通され、ま
た、燃焼室６に向けて開口する連通口１５のポート部を
開閉する副バルブ１７が取付けられている。

前記シリンダヘッド５にはスタットボルト１８とキャッ
プナツト１９とによりロッカーカバー２０が締付けられ
ており、このロッカーカバー２０内には、前記スタット
ボルト１８とナツト２１とにより締付けられた半割構造
の軸受２２，２３と、これらの軸受２２，２３により軸
支されたカムシャフト２４と、吸気用ロッカーアーム（
図示せず）と、排気用ロッカーアーム２５と、副バルブ
用ロッカーアーム２６と、前記カムシャフト２４に固定
された副バルブカム２７や排気カム（図示せず）等が設
けられている。

ここで、前記排気弁９はリテーナ２８とコツタ２９とを
介してスプリング３０により閉弁方向へ付勢されており
、前記排気用ロッカーアーム２５の一端は排気弁９のス
テムエンドに当接され、排気用ロッカーアーム２５の他
端は支点３１に回動自在に当接されている。なお、排気
用ロッカーアーム２５の略中央部にはシャフト３２が固
定され、このシャフト３２に回動自在に取付けられたロ
ーラ３３が前記排気カムの外周面に当接されている。

同様に、前記副バルブ１７はリテーナ３４とコツタ３５
とを介してスプリング３６により閉弁方向へ付勢されて
おり、前記副バルブ用ロッカーアーム２６の一端は副バ
ルブ１７のステムエンドに当接され、副バルブ用ロッカ
ーアーム２６の他端は支点３７に回動自在に当接されて
いる。なお、副バルブ用ロッカーアーム２６の略中央部
にはシャフト３８が固定され、このシャフト３８に回動
自在に取付けられたローラ３９が前記副バルブカム２７
の外周面に当接されている。

つぎに、第６図に示すように、副バルブ１７の摺動部４
０の直径がｄ　、　Ｃｍ　、副バルブ１７により開閉さ
れるポート部１６の直径がＤ　、　ｃｍ　、副バルブ１
７の傘部４１の直径がり、ｃｍに設定されている。なお
、摺動部４０の外周にはシールリング４部４０の一部が
連通口１５内に位置している。

発明が解決しようとする課題 主燃焼室６内の圧力をＰ　、　ｋｇ／ａｎｔ、給気室１
４内の圧力をＰ　、　ｋｇ　／　ｃＩＴＩ、スプリング
３６の付勢力をＷ眩とすると、閉弁時における副バルブ
１７の閉弁状態を確実なものとするためには、（ｐ、−
ｐ、）の値が最大値となる状態、即ち、閉弁時の副バル
ブ１７に対して作用する開弁方向の力が最も大きくなる
状態において、 を満足するように副バルブ１７の寸法やスプリング３６
の付勢力を設定する必要がある。ここで、（ｐ、−ｐ、
）の値が最大値となるのは、後述するように第二吸気行
程の最終段階であり、Ｐ辷Ｏとなるときである。このた
め、上記式は、Ｗ、＞（Ｄ、　’　−ｄ　、　”　）　
ｘ−ｘ　Ｐ。

２が回動自在に取付けられるとともに、この摺動となる
。

従って、閉弁時における副バルブ１７の閉弁状態を確実
なものとすることができるか否かは、スプリング３６の
付勢力”　ＶＪ　”に依存することとなる。このため、
大きな付勢力を有するスプリング３６を使用しなければ
ならず、コンパクトなスプリング設計が困難になる。ま
た、スプリング３６の付勢力゛′Ｗ″が大きくなるにつ
れて摩擦力が増大し、燃費悪化の原因にもなっている。

課題を解決するための手段 連通口を介して主燃焼室に連通された給気室と、前記主
燃焼室に開口する前記連通口のポート部を開閉する副バ
ルブとを有するディーゼルエンジンにおいて、前記主燃
焼室内圧力をＰ、ｋｇ／ｃＩ＋！、前記給気室内圧力を
Ｐ、ｋｇ／ｃｏｔ、前記副バルブを閉弁方向へ付勢する
スプリングの付勢力をＷｋｇ、前記副バルブの摺動部直
径をり３ｃｍ、前記ポート部の直径をり３ｃｍ、前記副
バルブの傘部直径をＤ　、　ａｍ、前記連通口内に位置
するとともに前記摺動部と前記傘部とを連結する連結軸
部直径をｄｃｍとしたとき、Ｐ、−Ｐ、が最大価の状態
において、 （Ｄ、’　−ｃｌ　’）　Ｘ−πｘｐ。

を満足するようにした。

作用 スプリングの付勢力”ｗ″″を大幅に小さくした場合に
おいても、閉弁時における副バルブの閉弁状態が確実な
ものとなる。

実施例 本発明の一実施例を第１図乃至第４図に基ついて説明す
る。なお、第５図及び第６図において説明した部分と同
一部分は同一符号で示し、説明も省略する。主燃焼室６
と給気室１４とは連通口１５により連通されており、主
燃焼室６に開口する連通口１５のポート部１６を開閉す
る副バルブ４３がシリンダヘッド５に取付けられている
。また、前記シリンダヘッド５には、前記給気室１４に
臨んだ副噴射ノズル４４が固定的に取付けられている。

なお、なお、前記副バルブ４３は第１図に示すように、
シリンダヘッド５に形成された摺動穴４５に摺接した状
態で摺動する摺動部４６の直径がり３ｃｍ、傘部４１の
直径がＤ　、　ｃｍ、摺動部４６と傘部４１とを連結す
る連結軸部４７の直径がｄｃｍに設定されている。なお
、前記連結軸部４７は、前記連通口１５内に位置してお
り、連通口１５のポート部１６の直径がＤｔｃｍに設定
されている。

また、Ｄ、）ｄ、かつ、Ｄ、＃Ｄ、に設定されている。

このような構成において、まず、６サイクルデイーゼル
エンジンの動作を第３図及び第４図に基づいて説明する
。第３図（ａ）は、第一の吸気行程を示す。吸気弁４８
が開弁されており、ピストン２が下方へ摺動するととも
に空気が吸気通路７を通って主燃焼室６内に吸入される
。

第３図（ｂ）は、第一の圧縮行程を示す。第一の吸気行
程において主燃焼室６内に吸入された空気がピストン２
の上昇に伴って圧縮される。なお、副バルブ４３が開弁
じており、圧縮空気は副燃焼室１１内に充填されるとと
もに空気室１４内にも充填される。

第３図（Ｃ）は、第一の圧縮行程の最終段階を示す。ピ
ストン２が路上死点に達するタイミングで副バルブ４３
が閉弁されるとともに副噴射ノズル４４から給気室１４
内に燃料が噴射される。この燃料は、給気室１４内の渦
流空気と混合され、活性化予混合気が生成される。なお
、このときの燃料噴射においては、給気室１４内の圧縮
比及び温度が低いために燃料の着火には至らない。

第３図（ｄ）は、第二の吸気行程を示す。ピストン２が
クランク角度で約９０’下降すると主燃焼室６内の圧力
が外部に対して負圧状態となり、このタイミングで吸気
弁４８を開弁させると空気が吸気通路７を通って主燃焼
室６内に吸入される。

なお、ピストン２が下死点に達した際には、第一の吸気
行程の場合と同量の空気が主燃焼室６内に吸入される。

第３図（ｅ）は、第二の吸気行程の終了直前の状態を示
す。吸気弁４８が閉弁されるとともに副バルブ４３が開
弁され、給気室１４内の活性化予混合気が主燃焼室６内
に噴出し、主燃焼室６内の空気量は第一の吸気行程終了
時における主燃焼室６内の空気量の約１．５倍となる。

第３図（ｆ）は、第二の圧縮行程を示す。

第３図（ｇ）は、第二の圧縮行程の最終段階を示す。活
性化予混合気が混合された圧縮空気は着火可能な温度に
上昇し、ピストン２が路上死点に達したタイミングで主
噴射ノズル１２から副燃焼室］１内に燃料が噴射され、
着火が起こる。

第３図（ｈ）は、膨張行程を示す。燃焼ガスが副燃焼室
１１から主燃焼室６内に噴出し、主燃焼室６内での燃焼
が行われるとともにピストン２が下方へ押し下げられ、
クランクシャフトに動力が伝達される。

第３図（ｉ）は、排気行程を示す。排気弁９が開弁され
るとともにピストン２が上昇し、主燃焼室６内の燃焼ガ
スが排気通路８を通して排出される。

ここで、副バルブ４３に作用する力を考えると、閉弁方
向に働く力は、スプリング３６の付勢力ｉｉ　Ｗ　Ｉ＋
と、摺動部４６と連結軸部４７との段差部に作用する給
気室１４内の圧力による力”（Ｄ、　−ｄ　’）Ｘ−π
ｘ　ｐ　、　ｊ′と、傘部４１の下面側に作用する主燃
焼室６内の圧力による力 “’Ｄ、”Ｘ−π×Ｐ１“ とである。一方、副バルブ４３を開弁させる方向に働く
力は、傘部４１の上面側に作用する給気室１４内の圧力
による力 ′’（Ｄ、”−ｄ”）Ｘ−πｘｐ、” である。従って、閉弁時における副バルブ４３の閉弁状
態を確実なものとするためには、（Ｄ、’−ｄ”）ｘ−
πｘｐ、・・・・・・（１）とする必要がある。

つぎに、閉弁状態の副バルブ４３に作用する開弁方向の
力が最も大きくなるのは、（ｐ、−ｐ、）の値が最大値
となった状態であり、具体的には第３図（ｅ）に示した
副バルブ４３が開弁する直前である。このとき、Ｐ、Ｔ
ｈ０ｋｇ／ｃｍであり、かつ、Ｄ　＃Ｄ、であるため、 かつ、 ■ ＤＩ×−πｘｐ、＝。

となる。

従って、上記（１）式は、 Ｗ）Ｏとなり、スプリング３６の付勢力１１　Ｗ　Ｉ＋
が４１０１１より僅かに大きければ閉弁時における副バ
ルブ４０の閉弁状態が確実なものとなる。

発明の効果 本発明は、上述のように構成したので、副バルブを閉弁
方向に付勢するスプリングの付勢力を小さなものとした
場合であっても閉弁時における副バルブの閉弁状態を確
実に保つことができ、従って、スプリングの小型軽量化
を図ることができ、さらに、スプリングの付勢力を小さ
くすることによって副バルブに作用する摩擦力を小さく
するとともに副バルブの開閉制御を小さな力で行うこと
ができるため、燃費の向上を図ることができる等の効果
を有する。

【図面の簡単な説明】

第１図乃至第４図は本発明の一実施例を示すもので、第
１図は要部を拡大して示した縦断正面図、第２図は縦断
正面図、第３図は６サイクルデイーゼルエンジンの動作
を説明する説明図、第４図は弁の開閉と燃料噴射とのタ
イミングを説明するタイミングチャート、第５図は従来
例を示す縦断正面図、第６図はその一部を拡大して示し
た縦断正面図である。 ６・・・主燃焼室、１４・・・給気室、１５・・・連通
口、１６・・ポート部、３６・・・スプリング、４Ｊ・
・・傘部、４３・・・副バルブ、４６・・摺動部、４７
・・・連結軸部量　願　人　　石川島芝浦機械株式会社
図 （＋） 輸） 」７ （ｃＬ） （ｈ） （ｅ）

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 連通口を介して主燃焼室に連通された給気室と、前記主
   燃焼室に開口する前記連通口のポート部を開閉する副バ
   ルブとを有するディーゼルエンジンにおいて、前記主燃
   焼室内圧力をＰ＿１ｋｇ／ｃｍ＾２、前記給気室内圧力
   をＰ＿２ｋｇ／ｃｍ＾２、前記副バルブを閉弁方向へ付
   勢するスプリングの付勢力をＷｋｇ、前記副バルブの摺
   動部直径をＤ＿１ｃｍ、前記ポート部の直径をＤ＿２ｃ
   ｍ、前記副バルブの傘部直径をＤ＿３ｃｍ、前記連通口
   内に位置するとともに前記摺動部と前記傘部とを連結す
   る連結軸部直径をｄｃｍとしたとき、Ｐ＿２−Ｐ＿１が
   最大値の状態において、 Ｗ＋（Ｄ＿１＾２−ｄ＾２）×１／４π×Ｐ＿２＋Ｄ＿
   ３＾２×１／４π×Ｐ＿１＞（Ｄ＿２＾２−ｄ＾２）×
   １／４π×Ｐ＿２を満足するようにしたことを特徴とす
   るディーゼルエンジンの燃焼室装置。