JPH07269381A - 可変圧縮比エンジン - Google Patents
可変圧縮比エンジンInfo
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- JPH07269381A JPH07269381A JP8587694A JP8587694A JPH07269381A JP H07269381 A JPH07269381 A JP H07269381A JP 8587694 A JP8587694 A JP 8587694A JP 8587694 A JP8587694 A JP 8587694A JP H07269381 A JPH07269381 A JP H07269381A
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- JP
- Japan
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- intake
- intake valve
- compression ratio
- dead center
- valve
- Prior art date
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0269—Controlling the valves to perform a Miller-Atkinson cycle
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0203—Variable control of intake and exhaust valves
- F02D13/0215—Variable control of intake and exhaust valves changing the valve timing only
- F02D13/0219—Variable control of intake and exhaust valves changing the valve timing only by shifting the phase, i.e. the opening periods of the valves are constant
-
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- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0242—Variable control of the exhaust valves only
- F02D13/0249—Variable control of the exhaust valves only changing the valve timing only
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
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- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0257—Independent control of two or more intake or exhaust valves respectively, i.e. one of two intake valves remains closed or is opened partially while the other is fully opened
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- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Valve Device For Special Equipments (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【目的】 始動性と、軽負荷時の燃焼状態を良好にし、
かつ、高出力化を可能とする可変圧縮比エンジンを提供
する。 【構成】 シリンダヘッド１に第１、第２吸気弁２、
３、排気弁４、第１第２カムシャフト１０、２０を装着
する。第１吸気弁２と排気弁４とは第１カムシャフト１
０で作動し、第２吸気弁３は第２カムシャフト２０で作
動する。第２吸気弁３は第２カムシャフト２０を回転し
て閉時期を遅らせることができる。高負荷時には第１、
第２吸気弁２、３の閉時期をピストン下死点前２０°〜
９０°にして圧縮比を下げて高出力化を図り、軽負荷時
には第２吸気弁の閉時期を遅らせて圧縮比を上げて始動
性と燃焼状態とを良好にする。
かつ、高出力化を可能とする可変圧縮比エンジンを提供
する。 【構成】 シリンダヘッド１に第１、第２吸気弁２、
３、排気弁４、第１第２カムシャフト１０、２０を装着
する。第１吸気弁２と排気弁４とは第１カムシャフト１
０で作動し、第２吸気弁３は第２カムシャフト２０で作
動する。第２吸気弁３は第２カムシャフト２０を回転し
て閉時期を遅らせることができる。高負荷時には第１、
第２吸気弁２、３の閉時期をピストン下死点前２０°〜
９０°にして圧縮比を下げて高出力化を図り、軽負荷時
には第２吸気弁の閉時期を遅らせて圧縮比を上げて始動
性と燃焼状態とを良好にする。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、運転条件により圧縮比
を換えることのできる可変圧縮比エンジンに関する。
を換えることのできる可変圧縮比エンジンに関する。
【０００２】
【従来の技術】従来の直接噴射式ディーゼルエンジンの
圧縮比は１５〜１７付近に設定されているものが多い。
これは始動性、および軽負荷時の良好な燃焼状態（ＨＣ
その他を含む青白煙の出ない燃焼）を確保するために必
要な圧縮比である。そして、この圧縮比を得られるよう
に、吸気弁の開閉時期は定められている。
圧縮比は１５〜１７付近に設定されているものが多い。
これは始動性、および軽負荷時の良好な燃焼状態（ＨＣ
その他を含む青白煙の出ない燃焼）を確保するために必
要な圧縮比である。そして、この圧縮比を得られるよう
に、吸気弁の開閉時期は定められている。
【０００３】圧縮比を決定すればそのエンジンの圧縮終
わりにおける筒内圧力が決まり、着火、爆発時の筒内圧
力も決まってくる。許容最大筒内圧力はエンジンによっ
て決まっており、圧縮比が高ければ高いほど圧縮終わり
における筒内圧力は高くなり、したがって、この筒内圧
力と許容最大筒内圧力との差が少なくなり、これがその
エンジンの高出力化をはばむ大きな要因となっている。
わりにおける筒内圧力が決まり、着火、爆発時の筒内圧
力も決まってくる。許容最大筒内圧力はエンジンによっ
て決まっており、圧縮比が高ければ高いほど圧縮終わり
における筒内圧力は高くなり、したがって、この筒内圧
力と許容最大筒内圧力との差が少なくなり、これがその
エンジンの高出力化をはばむ大きな要因となっている。
【０００４】燃焼効率や高出力化の観点からすれば、圧
縮比は１１〜１３付近が望ましい。一例として圧縮比１
７の場合と、１２の場合の実現可能な軸平均有効圧力を
示すと下表のようになる。 上表における圧力の単位はkgf/cm2 である。いま、許容
最大筒内圧力Ｐmax ≦１５０kgf/cm2 とすれば、圧縮比
１７の場合には軸平均有効圧力は２１kgf/cm2 にとどま
るが、圧縮比１２の場合には軸平均有効圧力は３４kgf/
cm2 にすることが可能となる。。すなわち、高出力化が
可能である。
縮比は１１〜１３付近が望ましい。一例として圧縮比１
７の場合と、１２の場合の実現可能な軸平均有効圧力を
示すと下表のようになる。 上表における圧力の単位はkgf/cm2 である。いま、許容
最大筒内圧力Ｐmax ≦１５０kgf/cm2 とすれば、圧縮比
１７の場合には軸平均有効圧力は２１kgf/cm2 にとどま
るが、圧縮比１２の場合には軸平均有効圧力は３４kgf/
cm2 にすることが可能となる。。すなわち、高出力化が
可能である。
【０００５】しかしながら、良好な始動性や、軽負荷時
の良好な燃焼状態を得ることは絶対条件であるため、高
出力化を犠牲にして圧縮比を１５〜１７付近に設定して
いるのが現状である。
の良好な燃焼状態を得ることは絶対条件であるため、高
出力化を犠牲にして圧縮比を１５〜１７付近に設定して
いるのが現状である。
【０００６】このことはガソリンエンジンにおいても同
様であり、燃焼効率（熱効率）上からは圧縮比をディー
ゼルエンジンと同じく１１〜１３としたいが、高負荷時
のノッキングを防止するために圧縮比を８〜１０に設定
している。そのため、燃料消費率が悪く、ＣＯ2 の発生
量が多いという問題がある。
様であり、燃焼効率（熱効率）上からは圧縮比をディー
ゼルエンジンと同じく１１〜１３としたいが、高負荷時
のノッキングを防止するために圧縮比を８〜１０に設定
している。そのため、燃料消費率が悪く、ＣＯ2 の発生
量が多いという問題がある。
【０００７】従来、ディーゼルエンジンの熱効率改善、
排気エミッション低減の一手段としての低圧縮比、高膨
張比が得られるミラーサイクルエンジンは効果的な手段
である。ミラーサイクルエンジンには吸気弁の早閉じの
ように吸気行程の途中で吸気の流れを遮断する方式と、
吸気弁を遅閉じとして圧縮行程初期に吸気圧を逃がす方
式がある。しかしながら、前述のようにエンジンの低
速、低負荷域でミラーサイクル作動とすると有効圧縮比
が低下するため着火が安定しないという問題があった。
排気エミッション低減の一手段としての低圧縮比、高膨
張比が得られるミラーサイクルエンジンは効果的な手段
である。ミラーサイクルエンジンには吸気弁の早閉じの
ように吸気行程の途中で吸気の流れを遮断する方式と、
吸気弁を遅閉じとして圧縮行程初期に吸気圧を逃がす方
式がある。しかしながら、前述のようにエンジンの低
速、低負荷域でミラーサイクル作動とすると有効圧縮比
が低下するため着火が安定しないという問題があった。
【０００８】この問題を解決する方策として次のごとき
ミラーサイクルエンジンがある。図１４はミラーサイク
ルエンジンの概念図であり、吸気弁６０は図示しないク
ランクシャフトから、タイミングギヤ、カムシャフト、
タペット、プッシュロッド、ロッカアームを介して開閉
される。吸気弁６０の上流通路６１の中間には新たな弁
６２を設け、エンジンの回転数、負荷などを信号として
検出し、運転条件によっては、変換機構６４を介して弁
機構６３により弁６２を吸気弁６０の閉時期より早めに
閉鎖して早閉じミラーサイクル作動させるものである。
６６は排気弁、６７はシリンダ室である。弁６２および
弁機構６３はロータリバルブであっても良い。
ミラーサイクルエンジンがある。図１４はミラーサイク
ルエンジンの概念図であり、吸気弁６０は図示しないク
ランクシャフトから、タイミングギヤ、カムシャフト、
タペット、プッシュロッド、ロッカアームを介して開閉
される。吸気弁６０の上流通路６１の中間には新たな弁
６２を設け、エンジンの回転数、負荷などを信号として
検出し、運転条件によっては、変換機構６４を介して弁
機構６３により弁６２を吸気弁６０の閉時期より早めに
閉鎖して早閉じミラーサイクル作動させるものである。
６６は排気弁、６７はシリンダ室である。弁６２および
弁機構６３はロータリバルブであっても良い。
【０００９】図１５は上記エンジンのピストン位置と、
吸、排気弁の開口面積との関係を示す図であり、縦軸は
開口面積、横軸はピストン位置を示す。図中、曲線Ａは
排気弁６６、Ｂは吸気弁６０、Ｃは弁６２を示す。
吸、排気弁の開口面積との関係を示す図であり、縦軸は
開口面積、横軸はピストン位置を示す。図中、曲線Ａは
排気弁６６、Ｂは吸気弁６０、Ｃは弁６２を示す。
【００１０】低負荷時には（ａ）に示すように吸気弁６
０と、弁６２との開閉時期は同一であり、したがって、
吸気弁６０の開口面積はハッチング部に示す部分とな
り、エンジンは通常のサイクル作動を行う。高負荷時に
は（ｂ）に示すように、弁６２の開閉時期をＳだけ早め
る。その結果、吸気弁６０の実質開口面積はハッチング
部に示す部分となり、吸気弁６０は早く閉じたこととな
って実圧縮比が低くなる。したがって、エンジンは早閉
じミラーサイクル作動となり高出力化が可能となる。
０と、弁６２との開閉時期は同一であり、したがって、
吸気弁６０の開口面積はハッチング部に示す部分とな
り、エンジンは通常のサイクル作動を行う。高負荷時に
は（ｂ）に示すように、弁６２の開閉時期をＳだけ早め
る。その結果、吸気弁６０の実質開口面積はハッチング
部に示す部分となり、吸気弁６０は早く閉じたこととな
って実圧縮比が低くなる。したがって、エンジンは早閉
じミラーサイクル作動となり高出力化が可能となる。
【００１１】しかしながら、上記によればミラーサイク
ル作動させて弁６２を閉鎖しても吸気弁６０が開いてい
る間は、シリンダ室６７の空気量に吸気弁６０と弁６２
との中間にある通路６５の空気量が加算され、ボリュウ
ムとしては増加するため吸気行程の途中で弁６２を閉鎖
した効果が減少し、ミラーサイクルの効果を低下させる
こととなる。また、弁６２が閉じる直前の吸気抵抗の増
大や、通路６５の空気量が無駄容積となって吸気が出入
りすることでのポンピングロスが発生するという問題が
ある。
ル作動させて弁６２を閉鎖しても吸気弁６０が開いてい
る間は、シリンダ室６７の空気量に吸気弁６０と弁６２
との中間にある通路６５の空気量が加算され、ボリュウ
ムとしては増加するため吸気行程の途中で弁６２を閉鎖
した効果が減少し、ミラーサイクルの効果を低下させる
こととなる。また、弁６２が閉じる直前の吸気抵抗の増
大や、通路６５の空気量が無駄容積となって吸気が出入
りすることでのポンピングロスが発生するという問題が
ある。
【００１２】本発明は上記の問題点に着目してなされた
もので、ロスが無く、ミラーサイクルの効果を十分に発
揮し得る可変圧縮比エンジンを提供することを目的とし
ている。
もので、ロスが無く、ミラーサイクルの効果を十分に発
揮し得る可変圧縮比エンジンを提供することを目的とし
ている。
【００１３】
【課題を解決するための手段】上記目的達成のため、本
発明の可変圧縮比エンジンの第１の発明においては、１
気筒あたり２個以上の吸気弁を備え、２本以上のカムシ
ャフトに形成されたカムによりそれぞれ該吸気弁を開閉
する内燃機関において、少なくとも１個の吸気弁は、こ
れを開閉するカムの位相を変化させることによりバルブ
タイミングを可変とする吸気装置を備えた。
発明の可変圧縮比エンジンの第１の発明においては、１
気筒あたり２個以上の吸気弁を備え、２本以上のカムシ
ャフトに形成されたカムによりそれぞれ該吸気弁を開閉
する内燃機関において、少なくとも１個の吸気弁は、こ
れを開閉するカムの位相を変化させることによりバルブ
タイミングを可変とする吸気装置を備えた。
【００１４】第２の発明においては、前記内燃機関にお
いて、吸気弁の閉時期をピストン下死点前に設定し、運
転条件によっては少なくとも１個の吸気弁の閉時期を、
ピストン下死点付近に設定し得る吸気装置を備えた。
いて、吸気弁の閉時期をピストン下死点前に設定し、運
転条件によっては少なくとも１個の吸気弁の閉時期を、
ピストン下死点付近に設定し得る吸気装置を備えた。
【００１５】第３の発明においては、、前記ピストン下
死点前に設定された吸気弁の閉時期が、クランク回転角
でピストン下死点前２０°〜９０°とした。
死点前に設定された吸気弁の閉時期が、クランク回転角
でピストン下死点前２０°〜９０°とした。
【００１６】第４の発明においては、前記内燃機関にお
いて、吸気弁の閉時期をピストン下死点付近に設定し、
運転条件によっては少なくとも１個の吸気弁の閉時期
を、ピストン下死点後に設定し得る吸気装置を備えた。
いて、吸気弁の閉時期をピストン下死点付近に設定し、
運転条件によっては少なくとも１個の吸気弁の閉時期
を、ピストン下死点後に設定し得る吸気装置を備えた。
【００１７】第５の発明においては、前記ピストン下死
点後に設定し得る吸気弁の閉時期が、クランク回転角で
ピストン下死点後４０°〜９０°とした。
点後に設定し得る吸気弁の閉時期が、クランク回転角で
ピストン下死点後４０°〜９０°とした。
【００１８】
【作用】上記構成によれば、１気筒あたり２個以上の吸
気弁を有し、２本以上のカムシャフトに形成されたカム
でそれぞれ駆動される内燃機関の吸気弁の閉時期を、ピ
ストン下死点前２０°〜９０°に設定したため圧縮比を
低くすることができ、圧縮終わりの筒内圧力が低くなる
ため許容最高圧力までに余裕を生じ、高出力化が可能と
なる。そして、少なくとも１個の吸気弁のバルブタイミ
ングを可変とし、運転条件によってはその閉時期をピス
トン下死点付近に設定できるようにしたため、それによ
り圧縮比を高くして良好な始動性、および燃焼状態を確
保することができる。
気弁を有し、２本以上のカムシャフトに形成されたカム
でそれぞれ駆動される内燃機関の吸気弁の閉時期を、ピ
ストン下死点前２０°〜９０°に設定したため圧縮比を
低くすることができ、圧縮終わりの筒内圧力が低くなる
ため許容最高圧力までに余裕を生じ、高出力化が可能と
なる。そして、少なくとも１個の吸気弁のバルブタイミ
ングを可変とし、運転条件によってはその閉時期をピス
トン下死点付近に設定できるようにしたため、それによ
り圧縮比を高くして良好な始動性、および燃焼状態を確
保することができる。
【００１９】あるいは、前記内燃機関の、吸気弁の閉時
期をピストン下死点付近に設定したため、圧縮比を高く
して良好な始動性、および燃焼状態を確保することがで
きる。そして、少なくとも１個の吸気弁のバルブタイミ
ングを可変とし、運転条件によってはその閉時期をピス
トン下死点後４０°〜９０°に設定できるようにしたた
め、それにより圧縮比を低くくして高出力時のノッキン
グを防止することができる。
期をピストン下死点付近に設定したため、圧縮比を高く
して良好な始動性、および燃焼状態を確保することがで
きる。そして、少なくとも１個の吸気弁のバルブタイミ
ングを可変とし、運転条件によってはその閉時期をピス
トン下死点後４０°〜９０°に設定できるようにしたた
め、それにより圧縮比を低くくして高出力時のノッキン
グを防止することができる。
【００２０】
【実施例】以下に本発明に係る可変圧縮比エンジンの実
施例について、図面を参照して詳述する。
施例について、図面を参照して詳述する。
【００２１】図１は１気筒に吸気弁２個、排気弁２個を
有するディーゼルエンジンのシリンダヘッド部分の平面
断面図であり、図２はその側面断面図である。シリンダ
ヘッド１には第１吸気弁２、第２吸気弁３、第１排気弁
４、第２排気弁５、および第１カムシャフト１０、第２
カムシャフト２０が装着されている。第１カムシャフト
１０には第１吸気弁２、第１排気弁４、および第２排気
弁５用のカム１１、１２、および１３が形成されてお
り、カム１２は直接第１排気弁４を作動し、カム１１、
および１３はそれぞれロッカアーム１４、および１５を
介して第１吸気弁２、および第２排気弁５を作動する。
第２カムシャフト２０にはカム２１が設けられて、直接
第２吸気弁３を作動する。第２カムシャフト２０は図示
しない駆動装置により予め定められた角度だけ回転する
ようになっており、カム２１の位相をずらすことにより
第２吸気弁３のバルブタイミングを遅らせることができ
る。２２はピストン、２３、２４は吸気通路、２５は排
気通路である。
有するディーゼルエンジンのシリンダヘッド部分の平面
断面図であり、図２はその側面断面図である。シリンダ
ヘッド１には第１吸気弁２、第２吸気弁３、第１排気弁
４、第２排気弁５、および第１カムシャフト１０、第２
カムシャフト２０が装着されている。第１カムシャフト
１０には第１吸気弁２、第１排気弁４、および第２排気
弁５用のカム１１、１２、および１３が形成されてお
り、カム１２は直接第１排気弁４を作動し、カム１１、
および１３はそれぞれロッカアーム１４、および１５を
介して第１吸気弁２、および第２排気弁５を作動する。
第２カムシャフト２０にはカム２１が設けられて、直接
第２吸気弁３を作動する。第２カムシャフト２０は図示
しない駆動装置により予め定められた角度だけ回転する
ようになっており、カム２１の位相をずらすことにより
第２吸気弁３のバルブタイミングを遅らせることができ
る。２２はピストン、２３、２４は吸気通路、２５は排
気通路である。
【００２２】つぎに、作動について説明する。図３は高
負荷時におけるピストン２２の動きと、吸、排気弁の開
口面積との関係を示す図であり、縦軸は開口面積、横軸
はピストン２２の位置を示している。実線は弁１個の開
口面積であり、細い２点鎖線は弁２個の総開口面積を示
している。図中、Ａは排気弁、Ｂは吸気弁を示す。すな
わち、第１、第２排気弁４、５はピストン下死点前から
開き始め、ピストン上死点付近で閉じる。そして、その
位相は常に同一である。第１、第２吸気弁２、３はとも
に位相は同一で、ピストン上死点付近から開き始め、ピ
ストン下死点前２０°〜９０°付近で閉じるようになっ
ている。
負荷時におけるピストン２２の動きと、吸、排気弁の開
口面積との関係を示す図であり、縦軸は開口面積、横軸
はピストン２２の位置を示している。実線は弁１個の開
口面積であり、細い２点鎖線は弁２個の総開口面積を示
している。図中、Ａは排気弁、Ｂは吸気弁を示す。すな
わち、第１、第２排気弁４、５はピストン下死点前から
開き始め、ピストン上死点付近で閉じる。そして、その
位相は常に同一である。第１、第２吸気弁２、３はとも
に位相は同一で、ピストン上死点付近から開き始め、ピ
ストン下死点前２０°〜９０°付近で閉じるようになっ
ている。
【００２３】高負荷時のＰＶ線図は図４に示すごとくで
ある。吸込行程においてピストン２２は０から吸い込み
を開始し、１ａにおいて第１、第２吸気弁２、３は閉じ
るため筒内圧力は低下し、矢印に沿って１ｂに至る。圧
縮行程で１ｂから１ａを経て２ａに至り、加熱行程で２
ａから最高筒内圧力３に至る。膨張行程で３から４に至
り、冷却行程で４から１ｃに至り、排気行程で１ｃから
０に至る。すなわち、早閉じミラーサイクルとなり、吸
気行程の終わり付近では１ａ−１ｂ−１ａという膨張、
圧縮を行うだけなので、実質的な圧縮比は低くなり、こ
のときの圧縮比は１１〜１３付近である。
ある。吸込行程においてピストン２２は０から吸い込み
を開始し、１ａにおいて第１、第２吸気弁２、３は閉じ
るため筒内圧力は低下し、矢印に沿って１ｂに至る。圧
縮行程で１ｂから１ａを経て２ａに至り、加熱行程で２
ａから最高筒内圧力３に至る。膨張行程で３から４に至
り、冷却行程で４から１ｃに至り、排気行程で１ｃから
０に至る。すなわち、早閉じミラーサイクルとなり、吸
気行程の終わり付近では１ａ−１ｂ−１ａという膨張、
圧縮を行うだけなので、実質的な圧縮比は低くなり、こ
のときの圧縮比は１１〜１３付近である。
【００２４】図５は始動時、軽負荷時におけるピストン
２２の動きと、吸、排気弁の開口面積との関係を示す図
であり、この場合には第２カムシャフト２０を駆動装置
により回転させてカム２１の位相を変更し、第２吸気弁
３の閉時期を遅らせてピストン下死点付近にする。図中
Ｂ１は第１吸気弁２を示し、Ｂ２は第２吸気弁３を示
す。したがって吸気弁の開時期はピストン上死点付近、
閉時期はピストン下死点付近となる。
２２の動きと、吸、排気弁の開口面積との関係を示す図
であり、この場合には第２カムシャフト２０を駆動装置
により回転させてカム２１の位相を変更し、第２吸気弁
３の閉時期を遅らせてピストン下死点付近にする。図中
Ｂ１は第１吸気弁２を示し、Ｂ２は第２吸気弁３を示
す。したがって吸気弁の開時期はピストン上死点付近、
閉時期はピストン下死点付近となる。
【００２５】図６は始動時、軽負荷時のＰＶ線図であ
り、吸気行程０−１、圧縮行程１−２、加熱行程２−
３、膨張行程３−４、冷却行程４−１、排気行程１−０
の通常のサイクル作動となる。このときの圧縮比は１５
〜１７付近である。
り、吸気行程０−１、圧縮行程１−２、加熱行程２−
３、膨張行程３−４、冷却行程４−１、排気行程１−０
の通常のサイクル作動となる。このときの圧縮比は１５
〜１７付近である。
【００２６】つぎに、高負荷時と始動時、軽負荷時との
違いについてＰＶ線図により説明する。図７の（ｂ）は
高負荷時、（ａ）は始動時、軽負荷時のＰＶ線図であ
り、高負荷時の圧縮比は１１〜１３と小さいため、圧縮
圧力２ａは２より低く、エンジンの許容最高圧力（Ｐma
x ）３に対して余裕ができ、多くの燃料を燃焼させるこ
とができる。その結果、（ｂ）の面積１ｃ−１ａ−２ａ
−３−４は（ａ）の面積１−２−３−４より大きく、す
なわち、仕事量は多くなり高出力を発生することとな
り、小型、高出力エンジンの実現が可能となる。（ａ）
に示す始動時、軽負荷時には圧縮比は１５〜１７と大き
いため、良好な始動性と、燃焼状況とを得ることができ
る。しかも、吸気側に無駄な容積はなく、効率的なミラ
ーサイクル作動が行える。
違いについてＰＶ線図により説明する。図７の（ｂ）は
高負荷時、（ａ）は始動時、軽負荷時のＰＶ線図であ
り、高負荷時の圧縮比は１１〜１３と小さいため、圧縮
圧力２ａは２より低く、エンジンの許容最高圧力（Ｐma
x ）３に対して余裕ができ、多くの燃料を燃焼させるこ
とができる。その結果、（ｂ）の面積１ｃ−１ａ−２ａ
−３−４は（ａ）の面積１−２−３−４より大きく、す
なわち、仕事量は多くなり高出力を発生することとな
り、小型、高出力エンジンの実現が可能となる。（ａ）
に示す始動時、軽負荷時には圧縮比は１５〜１７と大き
いため、良好な始動性と、燃焼状況とを得ることができ
る。しかも、吸気側に無駄な容積はなく、効率的なミラ
ーサイクル作動が行える。
【００２７】図８は１気筒あたりそれぞれ２個の吸、排
気弁を備えたガソリンエンジンのシリンダヘッド部分の
平面断面図であり、図９は側面断面図である。シリンダ
ベッド３１には第１吸気弁３２、第２吸気弁３３、第１
排気弁３４、第２排気弁３５、および第１カムシャフト
４０、第２カムシャフト５０が装着されている。第１カ
ムシャフト４０には第１吸気弁３２、第１排気弁３４、
および第２排気弁３５用のカム４１、４２、および４３
が設けられており、カム４１はロッカアーム４４を介し
て第１吸気弁３２を作動し、カム４２、および４３は直
接第１排気弁３４、および第２排気弁３５を作動する。
第２カムシャフト５０にはカム５１が設けられており、
第２吸気弁３３を直接作動する。第２カムシャフト５０
は図示しない駆動装置によりあらかじめ定められた角度
だけ回転するようになっており、カム５１の位相をずら
すことにより第２吸気弁のバルブタイミングを遅らせる
ことができる。５２はピストン、５３、５４は吸気通
路、５５は排気通路である。
気弁を備えたガソリンエンジンのシリンダヘッド部分の
平面断面図であり、図９は側面断面図である。シリンダ
ベッド３１には第１吸気弁３２、第２吸気弁３３、第１
排気弁３４、第２排気弁３５、および第１カムシャフト
４０、第２カムシャフト５０が装着されている。第１カ
ムシャフト４０には第１吸気弁３２、第１排気弁３４、
および第２排気弁３５用のカム４１、４２、および４３
が設けられており、カム４１はロッカアーム４４を介し
て第１吸気弁３２を作動し、カム４２、および４３は直
接第１排気弁３４、および第２排気弁３５を作動する。
第２カムシャフト５０にはカム５１が設けられており、
第２吸気弁３３を直接作動する。第２カムシャフト５０
は図示しない駆動装置によりあらかじめ定められた角度
だけ回転するようになっており、カム５１の位相をずら
すことにより第２吸気弁のバルブタイミングを遅らせる
ことができる。５２はピストン、５３、５４は吸気通
路、５５は排気通路である。
【００２８】つぎに作動について説明する。図１０は軽
負荷時のピストンの動きと、吸、排気弁の開口面積との
関係を示す図であり、縦軸は開口面積、横軸はピストン
５２の位置を示している。実線は弁１個の開口面積であ
り、細い２点鎖線は弁２個の総開口面積を示している。
図中、Ａは排気弁、Ｂは吸気弁を示す。すなわち、第
１、第２排気弁３４、３５はピストン下死点前から開き
始め、ピストン上死点付近で閉じる。そして、その位相
は常に同一である。第１吸気弁３２および第２吸気弁３
３の位相も同一であり、ピストン上死点付近から開き始
め、ピストン下死点付近で閉じる。
負荷時のピストンの動きと、吸、排気弁の開口面積との
関係を示す図であり、縦軸は開口面積、横軸はピストン
５２の位置を示している。実線は弁１個の開口面積であ
り、細い２点鎖線は弁２個の総開口面積を示している。
図中、Ａは排気弁、Ｂは吸気弁を示す。すなわち、第
１、第２排気弁３４、３５はピストン下死点前から開き
始め、ピストン上死点付近で閉じる。そして、その位相
は常に同一である。第１吸気弁３２および第２吸気弁３
３の位相も同一であり、ピストン上死点付近から開き始
め、ピストン下死点付近で閉じる。
【００２９】図１１は始動時、軽負荷時のＰＶ線図であ
り、吸気行程０−１、圧縮行程１−２、加熱行程２−
３、膨張行程３−４、冷却行程４−１、排気行程１−０
のサイクル作動を行う。このときの圧縮比を１１〜１３
付近とし、始動性や熱効率を向上し、燃費低減やＣＯ2
の発生量低減が可能となる。
り、吸気行程０−１、圧縮行程１−２、加熱行程２−
３、膨張行程３−４、冷却行程４−１、排気行程１−０
のサイクル作動を行う。このときの圧縮比を１１〜１３
付近とし、始動性や熱効率を向上し、燃費低減やＣＯ2
の発生量低減が可能となる。
【００３０】図１２は高負荷時のピストンの動きと、
吸、排気弁の開口面積との関係を示す図であり、この場
合には図示しない駆動装置により第２カムシャフト５０
を回転させ、第２吸気弁３３の閉時期をピストン下死点
後４０°〜９０°とする。図中Ｂ１は第１吸気弁３２を
示し、Ｂ２は第２吸気弁３３を示す。
吸、排気弁の開口面積との関係を示す図であり、この場
合には図示しない駆動装置により第２カムシャフト５０
を回転させ、第２吸気弁３３の閉時期をピストン下死点
後４０°〜９０°とする。図中Ｂ１は第１吸気弁３２を
示し、Ｂ２は第２吸気弁３３を示す。
【００３１】図１３は高負荷時のＰＶ線図であり、吸気
行程０−１で吸気し、圧縮行程では１−１ｄでは第２吸
気弁３３が開いているため昇圧せず、１ｄ点で第２吸気
弁３３が閉じるので圧縮行程は１ｄ−２ｂとなる。以後
は加熱行程２ｂ−３、膨張行程３−４、冷却行程４−
１、排気行程１−０の遅閉じミラーサイクル作動とな
る。このときの圧縮比は８〜１０付近であり、高出力発
生可能であるとともに高出力時のノッキングの発生を防
止する。
行程０−１で吸気し、圧縮行程では１−１ｄでは第２吸
気弁３３が開いているため昇圧せず、１ｄ点で第２吸気
弁３３が閉じるので圧縮行程は１ｄ−２ｂとなる。以後
は加熱行程２ｂ−３、膨張行程３−４、冷却行程４−
１、排気行程１−０の遅閉じミラーサイクル作動とな
る。このときの圧縮比は８〜１０付近であり、高出力発
生可能であるとともに高出力時のノッキングの発生を防
止する。
【００３２】
【発明の効果】以上詳述したように、本発明は、１気筒
当たり２個以上の吸気弁を有し、２本以上のカムシャフ
トによりそれぞれ吸気弁を開閉する内燃機関の、吸気弁
の閉時期をピストン下死点前２０°〜９０°に設定し、
少なくとも１個の吸気弁のカムシャフトの位相をずらし
て始動時、軽負荷時には吸気弁の閉時期をピストン下死
点付近に設定するようにしたため、高負荷時には圧縮比
を小さくして高出力化を可能とし、小型、高出力エンジ
ンを実現できる。しかも、始動時、軽負荷時には圧縮比
を大きくして始動性、および良好な燃焼状態を確保する
ことができる。
当たり２個以上の吸気弁を有し、２本以上のカムシャフ
トによりそれぞれ吸気弁を開閉する内燃機関の、吸気弁
の閉時期をピストン下死点前２０°〜９０°に設定し、
少なくとも１個の吸気弁のカムシャフトの位相をずらし
て始動時、軽負荷時には吸気弁の閉時期をピストン下死
点付近に設定するようにしたため、高負荷時には圧縮比
を小さくして高出力化を可能とし、小型、高出力エンジ
ンを実現できる。しかも、始動時、軽負荷時には圧縮比
を大きくして始動性、および良好な燃焼状態を確保する
ことができる。
【００３３】あるいは、上記内燃機関の、吸気弁の閉時
期をピストン下死点付近に設定し、少なくとも１個の吸
気弁のカムシャフトの位相をずらして高負荷時には吸気
弁の閉時期をピストン下死点後４０°〜９０°に設定す
るようにしたため、始動時、軽負荷時には圧縮比を大き
くして始動性、熱効率の向上を図って燃費を低減し、Ｃ
Ｏ2 の発生を低減できる。しかも、高負荷時には圧縮比
を小さくしてノッキングの発生を防止することができ、
吸気側に無駄容積の無い、効率的な可変圧縮比エンジン
が得られる。
期をピストン下死点付近に設定し、少なくとも１個の吸
気弁のカムシャフトの位相をずらして高負荷時には吸気
弁の閉時期をピストン下死点後４０°〜９０°に設定す
るようにしたため、始動時、軽負荷時には圧縮比を大き
くして始動性、熱効率の向上を図って燃費を低減し、Ｃ
Ｏ2 の発生を低減できる。しかも、高負荷時には圧縮比
を小さくしてノッキングの発生を防止することができ、
吸気側に無駄容積の無い、効率的な可変圧縮比エンジン
が得られる。
【図１】本発明のディーゼルエンジンのシリンダヘッド
部分の平面断面図てある。
部分の平面断面図てある。
【図２】１同、側面断面図である。
【図３】同エンジンの高負荷時のピストンの動きと、
吸、排気弁の開口面積との関係を示す図である。
吸、排気弁の開口面積との関係を示す図である。
【図４】同エンジンの高負荷時のＰＶ線図である。
【図５】同エンジンの始動時、軽負荷時のピストンの動
きと、吸、排気弁の開口面積との関係を示す図である。
きと、吸、排気弁の開口面積との関係を示す図である。
【図６】同エンジンの始動時、軽負荷時のＰＶ線図であ
る。
る。
【図７】同エンジンの高負荷時と、始動時、軽負荷時と
のＰＶ線図を比較した図である。
のＰＶ線図を比較した図である。
【図８】本発明のガソリンエンジンのシリンダヘッド部
分の平面断面図である。
分の平面断面図である。
【図９】同、側面断面図である。
【図１０】同エンジンの始動時、軽負荷時のピストンの
動きと、吸、排気弁の開口面積との関係を示す図であ
る。
動きと、吸、排気弁の開口面積との関係を示す図であ
る。
【図１１】同エンジンの始動時、軽負荷時のＰＶ線図で
ある。
ある。
【図１２】同エンジンの高負荷時のピストンの動きと、
吸、排気弁の開口面積との関係を示す図である。
吸、排気弁の開口面積との関係を示す図である。
【図１３】同エンジンの高負荷時のＰＶ線図である。
【図１４】従来の早閉じミラーサイクルエンジンの概念
図である。
図である。
【図１５】同、ピストンの動きと、吸、排気弁の開口面
積との関係を示す図である。
積との関係を示す図である。
１、３１‥‥シリンダヘッド、２、３２‥‥第１吸気
弁、３、３３‥‥第２吸気弁、４、３４‥‥第１排気
弁、５、３５‥‥第２排気弁、１０、４０‥‥第１カム
シャフト、２０、５０‥‥第２カムシャフト、１４、１
５、４４‥‥ロッカアーム。
弁、３、３３‥‥第２吸気弁、４、３４‥‥第１排気
弁、５、３５‥‥第２排気弁、１０、４０‥‥第１カム
シャフト、２０、５０‥‥第２カムシャフト、１４、１
５、４４‥‥ロッカアーム。
Claims (5)
- 【請求項１】 １気筒あたり２個以上の吸気弁を備え、
２本以上のカムシャフトに設けたカムによりそれぞれ該
吸気弁を開閉する内燃機関において、少なくとも１個の
吸気弁のバルブタイミングを、該吸気弁を開閉するカム
の位相を変化させることにより可変とする吸気装置を備
えたことを特徴とする可変圧縮比エンジン。 - 【請求項２】 前記内燃機関において、吸気弁の閉時期
をピストン下死点前に設定し、運転条件によっては少な
くとも１個の吸気弁の閉時期を、ピストン下死点付近に
設定し得る吸気装置を備えたことを特徴とする請求項１
の可変圧縮比エンジン。 - 【請求項３】 前記ピストン下死点前に設定された吸気
弁の閉時期が、クランク回転角でピストン下死点前２０
°〜９０°であることを特徴とする請求項２の可変圧縮
比エンジン。 - 【請求項４】 前記内燃機関において、吸気弁の閉時期
をピストン下死点付近に設定し、運転条件によっては少
なくとも１個の吸気弁の閉時期を、ピストン下死点後に
設定し得る吸気装置を備えたことを特徴とする請求項１
の可変圧縮比エンジン。 - 【請求項５】 前記ピストン下死点後に設定し得る吸気
弁の閉時期が、クランク回転角でピストン下死点後４０
°〜９０°であることを特徴とする請求項４の可変圧縮
比エンジン。
Priority Applications (6)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8587694A JPH07269381A (ja) | 1994-03-30 | 1994-03-30 | 可変圧縮比エンジン |
| GB9617109A GB2301398B (en) | 1994-03-07 | 1995-03-03 | Variable compression ratio engine |
| PCT/JP1995/000341 WO1995024549A1 (fr) | 1994-03-07 | 1995-03-03 | Moteur a taux de compression variable |
| US08/704,524 US5682854A (en) | 1994-03-07 | 1995-03-03 | Variable compression ratio engine |
| DE19581571T DE19581571B4 (de) | 1994-03-07 | 1995-03-03 | Motor mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis |
| SE9603090A SE507878C2 (sv) | 1994-03-07 | 1996-08-27 | Motor med variabelt kompressionsförhållande |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8587694A JPH07269381A (ja) | 1994-03-30 | 1994-03-30 | 可変圧縮比エンジン |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH07269381A true JPH07269381A (ja) | 1995-10-17 |
Family
ID=13871109
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP8587694A Pending JPH07269381A (ja) | 1994-03-07 | 1994-03-30 | 可変圧縮比エンジン |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH07269381A (ja) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002276446A (ja) * | 2001-03-19 | 2002-09-25 | Nissan Motor Co Ltd | 内燃機関の起動制御装置 |
| US7182050B2 (en) | 2002-01-31 | 2007-02-27 | Mazda Motor Corporation | Control device for spark-ignition engine |
| US7219634B2 (en) | 2002-01-31 | 2007-05-22 | Mazda Motor Corporation | Spark ignition engine control device |
| EP1870583A1 (fr) * | 2006-06-21 | 2007-12-26 | Peugeot Citroën Automobiles S.A. | Procédé pour commander un moteur à combustion interne |
| JP2010196484A (ja) * | 2009-02-23 | 2010-09-09 | Mitsubishi Motors Corp | 可変動弁装置付エンジン |
| US7823550B2 (en) | 2007-07-30 | 2010-11-02 | Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha | Engine equipped with adjustable valve timing mechanism |
-
1994
- 1994-03-30 JP JP8587694A patent/JPH07269381A/ja active Pending
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002276446A (ja) * | 2001-03-19 | 2002-09-25 | Nissan Motor Co Ltd | 内燃機関の起動制御装置 |
| JP4581273B2 (ja) * | 2001-03-19 | 2010-11-17 | 日産自動車株式会社 | 内燃機関の起動制御装置 |
| US7182050B2 (en) | 2002-01-31 | 2007-02-27 | Mazda Motor Corporation | Control device for spark-ignition engine |
| US7219634B2 (en) | 2002-01-31 | 2007-05-22 | Mazda Motor Corporation | Spark ignition engine control device |
| EP1870583A1 (fr) * | 2006-06-21 | 2007-12-26 | Peugeot Citroën Automobiles S.A. | Procédé pour commander un moteur à combustion interne |
| FR2902833A1 (fr) * | 2006-06-21 | 2007-12-28 | Peugeot Citroen Automobiles Sa | Procede pour commander un moteur a combustion interne |
| US7823550B2 (en) | 2007-07-30 | 2010-11-02 | Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha | Engine equipped with adjustable valve timing mechanism |
| JP2010196484A (ja) * | 2009-02-23 | 2010-09-09 | Mitsubishi Motors Corp | 可変動弁装置付エンジン |
| US8302572B2 (en) | 2009-02-23 | 2012-11-06 | Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha | Internal combustion engine with variable valve gear |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20040716 |
|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20041221 |