JPH07301107A - ミラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御装置 - Google Patents
ミラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御装置Info
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- JPH07301107A JPH07301107A JP6257494A JP25749494A JPH07301107A JP H07301107 A JPH07301107 A JP H07301107A JP 6257494 A JP6257494 A JP 6257494A JP 25749494 A JP25749494 A JP 25749494A JP H07301107 A JPH07301107 A JP H07301107A
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- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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- F02B2275/00—Other engines, components or details, not provided for in other groups of this subclass
- F02B2275/32—Miller cycle
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B3/00—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition
- F02B3/06—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition with compression ignition
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- 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
Abstract
(57)【要約】
【目的】 ミラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御
装置に係わり、特には、気筒毎に複数の吸気弁を備えた
多気筒内燃機関において、吸気弁の開閉時期を、別の弁
機構を設けること無く直接、油圧装置を使って制御する
ように改善されたミラーサイクルエンジン用吸気弁の開
閉制御装置の改良を提供することを目的としている。 【構成】 エンジンのシリンダヘッド部に組み込まれた
吸気弁装置において、ロッカアームの揺動によりガイド
を案内にして上下動するクロスヘッドに、一方をロッカ
アームと接し、他方は油圧とスプリングによりその動き
が制御されるシリンダを内蔵したことを特徴とする。
装置に係わり、特には、気筒毎に複数の吸気弁を備えた
多気筒内燃機関において、吸気弁の開閉時期を、別の弁
機構を設けること無く直接、油圧装置を使って制御する
ように改善されたミラーサイクルエンジン用吸気弁の開
閉制御装置の改良を提供することを目的としている。 【構成】 エンジンのシリンダヘッド部に組み込まれた
吸気弁装置において、ロッカアームの揺動によりガイド
を案内にして上下動するクロスヘッドに、一方をロッカ
アームと接し、他方は油圧とスプリングによりその動き
が制御されるシリンダを内蔵したことを特徴とする。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、ミラーサイクルエンジ
ン用吸気弁の開閉制御装置に係わり、特には、気筒毎に
複数の吸気弁を備えた多気筒内燃機関において、吸気弁
の開閉を制御する油圧装置を設けたミラーサイクルエン
ジン用吸気弁の開閉制御装置。
ン用吸気弁の開閉制御装置に係わり、特には、気筒毎に
複数の吸気弁を備えた多気筒内燃機関において、吸気弁
の開閉を制御する油圧装置を設けたミラーサイクルエン
ジン用吸気弁の開閉制御装置。
【０００２】
【従来の技術】従来、ディーゼルエンジンの熱効率改
善、排気ミッション低減の一手段として、低圧縮比、高
膨張比がえられるミラーサイクルエンジンは効果的な手
段である。しかし、エンジンの低速、低負荷域でミラー
サイクルを作動させると有効圧縮比が下がるため着火が
安定しない問題がある。ミラーサイクルには、図１３に
示すようなミラーサイクルエンジンの吸気弁の早閉じの
ように吸気工程の途中で吸気の流れを遮断する方式と、
図１４に示すような吸気弁を遅閉じとして圧縮工程初期
に吸気圧を逃がす方式がある。特に前者の方式は、図１
５に示す通り吸気弁の上流に別の弁機構を設け、吸気弁
の閉止に先立って吸気通路を閉鎖する構造が知られてい
る。即ち、図示しないクランクシャフトから、タイミン
グギヤー、カムシャフト、タペット、プッシュロッドを
介してロッカアーム８の揺動により吸気弁５が開閉す
る。一方吸気弁５の上流通路６１の中間には新たに弁機
構６２を設けて、エンジンの回転数、負荷などを信号と
して検出し、変換機構６３を介して弁機構６２を吸気弁
５の閉止時期より早めに閉鎖してミラーサイクルを作動
させるように改善された提案がなされている。
善、排気ミッション低減の一手段として、低圧縮比、高
膨張比がえられるミラーサイクルエンジンは効果的な手
段である。しかし、エンジンの低速、低負荷域でミラー
サイクルを作動させると有効圧縮比が下がるため着火が
安定しない問題がある。ミラーサイクルには、図１３に
示すようなミラーサイクルエンジンの吸気弁の早閉じの
ように吸気工程の途中で吸気の流れを遮断する方式と、
図１４に示すような吸気弁を遅閉じとして圧縮工程初期
に吸気圧を逃がす方式がある。特に前者の方式は、図１
５に示す通り吸気弁の上流に別の弁機構を設け、吸気弁
の閉止に先立って吸気通路を閉鎖する構造が知られてい
る。即ち、図示しないクランクシャフトから、タイミン
グギヤー、カムシャフト、タペット、プッシュロッドを
介してロッカアーム８の揺動により吸気弁５が開閉す
る。一方吸気弁５の上流通路６１の中間には新たに弁機
構６２を設けて、エンジンの回転数、負荷などを信号と
して検出し、変換機構６３を介して弁機構６２を吸気弁
５の閉止時期より早めに閉鎖してミラーサイクルを作動
させるように改善された提案がなされている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記に
よればミラーサイクルを作動させて弁機構６２が閉鎖し
ても吸気弁５が開いている間はシリンダ室４の空気量に
吸気弁５と弁機構６２との中間にある通路６４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工程
の途中で弁機構６２を閉鎖した効果が少なくなり、ミラ
ーサイクルの効果を低下させることになる。
よればミラーサイクルを作動させて弁機構６２が閉鎖し
ても吸気弁５が開いている間はシリンダ室４の空気量に
吸気弁５と弁機構６２との中間にある通路６４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工程
の途中で弁機構６２を閉鎖した効果が少なくなり、ミラ
ーサイクルの効果を低下させることになる。
【０００４】本発明は、上記従来の問題点に着目されて
成されたもので、ミラーサイクルエンジン用吸気弁の開
閉制御装置に係わり、特には、気筒毎に複数の吸気弁を
備えた多気筒内燃機関において、吸気弁の開閉時期を、
別の弁機構を設けること無く直接、油圧装置を使って制
御するように改善されたミラーサイクルエンジン用吸気
弁の開閉制御装置の改良を提供することを目的としてい
る。
成されたもので、ミラーサイクルエンジン用吸気弁の開
閉制御装置に係わり、特には、気筒毎に複数の吸気弁を
備えた多気筒内燃機関において、吸気弁の開閉時期を、
別の弁機構を設けること無く直接、油圧装置を使って制
御するように改善されたミラーサイクルエンジン用吸気
弁の開閉制御装置の改良を提供することを目的としてい
る。
【０００５】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明の第１の発明では、エンジンのシリンダヘッ
ド部に組み込まれた吸気弁装置において、ロッカアーム
の揺動によりガイドを案内にして上下動するクロスヘッ
ドに、一方をロッカアームと接し、他方は油圧とスプリ
ングによりその動きが制御されるシリンダを内蔵してい
る。
に、本発明の第１の発明では、エンジンのシリンダヘッ
ド部に組み込まれた吸気弁装置において、ロッカアーム
の揺動によりガイドを案内にして上下動するクロスヘッ
ドに、一方をロッカアームと接し、他方は油圧とスプリ
ングによりその動きが制御されるシリンダを内蔵してい
る。
【０００６】第１の発明を主体とする第２の発明では、
シリンダ内の圧油が圧油供給側に戻るのを防ぐチェック
弁と、エンジン高速回転時にはシリンダ内の圧油をレギ
ュレーションバルブを介してタンクに戻すためシリンダ
とレギュレーションバルブとを連通し、かつ、エンジン
低速回転時にはシリンダ内の圧油を遮断し、シリンダの
動きを制御するコントロールバルブとからなる。
シリンダ内の圧油が圧油供給側に戻るのを防ぐチェック
弁と、エンジン高速回転時にはシリンダ内の圧油をレギ
ュレーションバルブを介してタンクに戻すためシリンダ
とレギュレーションバルブとを連通し、かつ、エンジン
低速回転時にはシリンダ内の圧油を遮断し、シリンダの
動きを制御するコントロールバルブとからなる。
【０００７】第１の発明を主体とする第３の発明では、
シリンダ内の圧油が圧油供給側に戻るのを防ぐチェック
弁と、エンジン高速回転時にはシリンダ内の圧油をレギ
ュレーションバルブを介してタンクに戻すためシリンダ
とレギュレーションバルブとを遮断し、かつ、エンジン
低速回転時にはシリンダ内の圧油を連通し、シリンダの
動きを制御するコントロールバルブとからなる。
シリンダ内の圧油が圧油供給側に戻るのを防ぐチェック
弁と、エンジン高速回転時にはシリンダ内の圧油をレギ
ュレーションバルブを介してタンクに戻すためシリンダ
とレギュレーションバルブとを遮断し、かつ、エンジン
低速回転時にはシリンダ内の圧油を連通し、シリンダの
動きを制御するコントロールバルブとからなる。
【０００８】第２あるいは第３の発明を主体とする第４
の発明では、シリンダの動きを制御するコントロールバ
ルブへのパイロット圧力を制御する弁と、エンジンの回
転速度を検出する回転速度センサーと、回転速度センサ
ーからの信号を受け、エンジンの回転速度が所定回転速
度以上のとき弁への開閉あるいは調圧の指令を出力する
コントローラとからなる。
の発明では、シリンダの動きを制御するコントロールバ
ルブへのパイロット圧力を制御する弁と、エンジンの回
転速度を検出する回転速度センサーと、回転速度センサ
ーからの信号を受け、エンジンの回転速度が所定回転速
度以上のとき弁への開閉あるいは調圧の指令を出力する
コントローラとからなる。
【０００９】第１、第２、第３、のいずれかの発明を主
体とする第５の発明は、エンジンの過給機に温度センサ
ー、あるいは圧力センサーを付設し、センサからの信号
を受けシリンダの動きを制御するため制御装置からの指
令を受ける電磁式バルブを設けている。
体とする第５の発明は、エンジンの過給機に温度センサ
ー、あるいは圧力センサーを付設し、センサからの信号
を受けシリンダの動きを制御するため制御装置からの指
令を受ける電磁式バルブを設けている。
【００１０】第１、第２、第３、第４のいずれかの発明
を主体とする第６の発明は、パイロット油圧作動コント
ロールバルブあるいは電磁式バルブにはレギュレーショ
ンバルブに連通する通路とクロスヘッドおよびガイドを
経由してシリンダに通じる油路とを開閉するスプールを
設けるとともに、スプールに当接し開閉圧力を調整する
スプリングを設けている。
を主体とする第６の発明は、パイロット油圧作動コント
ロールバルブあるいは電磁式バルブにはレギュレーショ
ンバルブに連通する通路とクロスヘッドおよびガイドを
経由してシリンダに通じる油路とを開閉するスプールを
設けるとともに、スプールに当接し開閉圧力を調整する
スプリングを設けている。
【００１１】
【作用】上記構成によれば、エンジン高速回転時では、
コントロールバルブはエンジン潤滑用オイルポンプの吐
き出し油量が多いため高い油圧がスプリングに打ち勝っ
てスプールを動かしてガイド、クロスヘッドを介して通
じているシリンダの油路と、レギュレーションバルブを
通じてドレンする油路とを結ぶ。このとき、ロッカアー
ムで押されるとシリンダ内の油圧は上昇し、レギュレー
ションバルブのセット圧力に打ち勝ちシリンダ内の圧油
はドレーンされる。この結果、シリンダは移動し、スト
ロークエンドになりクロスヘッドと当接し、初めてクロ
スヘッドは動き始める。一方、エンジン低速回転時で
は、油圧が低いため、コントロールバルブはスプリング
力によりスプールはレギュレーションバルブとシリンダ
の油路とを遮断する位置にある。これにより、シリンダ
内の圧油は密閉されることになり動きが拘束されるため
ロッカアームによるクロスヘッドの動き（即ち、吸気弁
の開閉）は前もって設定されたカムプロフィールに従っ
て作動する。このように、パイロット油圧が作動するコ
ントロールバルブを開閉してクロスヘッドと、クロスヘ
ッドに内蔵したシリンダで構成された空間の油を制御す
ることにより、吸気系に別の弁機構を設けること無く吸
気弁を直接制御して高速域ではミラーサイクルに、低速
域では従来のサイクル（ディーゼルサイクル）にするこ
とができる。また、このパイロット圧力を調整すること
により、エンジン回転速度のミラーサイクルへの切り換
え位置を調整することができる。
コントロールバルブはエンジン潤滑用オイルポンプの吐
き出し油量が多いため高い油圧がスプリングに打ち勝っ
てスプールを動かしてガイド、クロスヘッドを介して通
じているシリンダの油路と、レギュレーションバルブを
通じてドレンする油路とを結ぶ。このとき、ロッカアー
ムで押されるとシリンダ内の油圧は上昇し、レギュレー
ションバルブのセット圧力に打ち勝ちシリンダ内の圧油
はドレーンされる。この結果、シリンダは移動し、スト
ロークエンドになりクロスヘッドと当接し、初めてクロ
スヘッドは動き始める。一方、エンジン低速回転時で
は、油圧が低いため、コントロールバルブはスプリング
力によりスプールはレギュレーションバルブとシリンダ
の油路とを遮断する位置にある。これにより、シリンダ
内の圧油は密閉されることになり動きが拘束されるため
ロッカアームによるクロスヘッドの動き（即ち、吸気弁
の開閉）は前もって設定されたカムプロフィールに従っ
て作動する。このように、パイロット油圧が作動するコ
ントロールバルブを開閉してクロスヘッドと、クロスヘ
ッドに内蔵したシリンダで構成された空間の油を制御す
ることにより、吸気系に別の弁機構を設けること無く吸
気弁を直接制御して高速域ではミラーサイクルに、低速
域では従来のサイクル（ディーゼルサイクル）にするこ
とができる。また、このパイロット圧力を調整すること
により、エンジン回転速度のミラーサイクルへの切り換
え位置を調整することができる。
【００１２】
【実施例】以下に、本発明に係わるミラーサイクルエン
ジン用吸気弁の開閉制御装置の実施例につき、図面を参
照して詳細に説明する。図１はエンジンの一部を、図
２、図３は本発明の第１実施例を示す早閉じミラーサイ
クルの吸気弁の開閉制御装置の概念図である。図１にお
いて、シリンダライナ１にはピストン２が枢密に挿入さ
れ、その上部にエンジンヘッド３が配設されている。エ
ンジンヘッド３には吸気管３ａと排気管３ｂがもうけら
れ、吸気管３ａのシリンダ室４との連絡口には茸型の吸
気弁５が、また、排気管３ｂのシリンダ室４との連絡口
には茸型の排気弁６が配設されている。吸気弁５は図
２、図３に示す通りスプリング７にて吸気管３ａとシリ
ンダ室４とを遮断している。しかし、図示しないクラン
クシャフトの回転によりタイミングギヤー、カムシャフ
ト、タペット、プッシュロッドを通してロッカアーム８
が揺動するとクロスヘッド９がガイド１０を案内として
上下動するため、吸気弁５も上下動し吸気管３ａとシリ
ンダ室４との通路が開閉される。クロスヘッド９の中心
には一方をロッカアーム８に接し、他方をスプリング１
１と油圧に保持されたシリンダ１２が組み込まれてお
り、シリンダ１２とクロスヘッド９との空間１３は油路
１４，１５，１６によりコントロールバルブ１７のＡポ
ートと通じている。一方コントロールバルブ１７のＢポ
ートはレギュレーションバルブ１８に接続し、レギュレ
ーションバルブ１８はタンク１９に接続している。
ジン用吸気弁の開閉制御装置の実施例につき、図面を参
照して詳細に説明する。図１はエンジンの一部を、図
２、図３は本発明の第１実施例を示す早閉じミラーサイ
クルの吸気弁の開閉制御装置の概念図である。図１にお
いて、シリンダライナ１にはピストン２が枢密に挿入さ
れ、その上部にエンジンヘッド３が配設されている。エ
ンジンヘッド３には吸気管３ａと排気管３ｂがもうけら
れ、吸気管３ａのシリンダ室４との連絡口には茸型の吸
気弁５が、また、排気管３ｂのシリンダ室４との連絡口
には茸型の排気弁６が配設されている。吸気弁５は図
２、図３に示す通りスプリング７にて吸気管３ａとシリ
ンダ室４とを遮断している。しかし、図示しないクラン
クシャフトの回転によりタイミングギヤー、カムシャフ
ト、タペット、プッシュロッドを通してロッカアーム８
が揺動するとクロスヘッド９がガイド１０を案内として
上下動するため、吸気弁５も上下動し吸気管３ａとシリ
ンダ室４との通路が開閉される。クロスヘッド９の中心
には一方をロッカアーム８に接し、他方をスプリング１
１と油圧に保持されたシリンダ１２が組み込まれてお
り、シリンダ１２とクロスヘッド９との空間１３は油路
１４，１５，１６によりコントロールバルブ１７のＡポ
ートと通じている。一方コントロールバルブ１７のＢポ
ートはレギュレーションバルブ１８に接続し、レギュレ
ーションバルブ１８はタンク１９に接続している。
【００１３】コントロールバルブ１７にはスプール２０
が枢密に挿入されておりコントロールバルブ内を左右に
スライドしてＡポートとＢポートを連通、または遮断す
る。スプール２０の端面の空間２１には配管２２が接続
し、配管２２は図示しないエンジン潤滑用ポンプに接続
し、エンジンの回転速度に応じて変動する油圧が配管２
２（矢印Ｐ）を経て供給される。スプール２０の他端面
の空間２４には調整ネジ１７ｃにより調整可能なスプリ
ング２５が組み込まれている。前記空間２１に油圧を供
給する配管２２は分岐され、分岐された配管２２ａには
逆止弁２６が配設されている。逆止弁２６を経た油圧は
油路１６に合流し、一方では前記のコントロールバルブ
１７のＡポートと、他方では、油路１４，１５を経て、
シリンダ１２の空間１３と接続し、配管２２からの圧油
をシリンダ１２の空間１３に補充している。
が枢密に挿入されておりコントロールバルブ内を左右に
スライドしてＡポートとＢポートを連通、または遮断す
る。スプール２０の端面の空間２１には配管２２が接続
し、配管２２は図示しないエンジン潤滑用ポンプに接続
し、エンジンの回転速度に応じて変動する油圧が配管２
２（矢印Ｐ）を経て供給される。スプール２０の他端面
の空間２４には調整ネジ１７ｃにより調整可能なスプリ
ング２５が組み込まれている。前記空間２１に油圧を供
給する配管２２は分岐され、分岐された配管２２ａには
逆止弁２６が配設されている。逆止弁２６を経た油圧は
油路１６に合流し、一方では前記のコントロールバルブ
１７のＡポートと、他方では、油路１４，１５を経て、
シリンダ１２の空間１３と接続し、配管２２からの圧油
をシリンダ１２の空間１３に補充している。
【００１４】上記構成において、エンジン高速回転にお
ける作動を図２で説明する。エンジン高速回転時には図
示しないエンジンと直結したポンプの吐き出し量は多く
なり各部を潤滑する潤滑油の回路圧力（Ｐ）が高くな
り、この圧力がスプールの端面の空間２１に作用しスプ
リング２５により生ずる調整圧力よりも高くなる。この
ためコントロールバルブ１７のスプール２０はスプリン
グ２５に抗して図示の左側に移動し、ＡポートとＢポー
トは連通した状態になる。この状態で吸気弁５を開くた
めにロッカアーム８が開弁方向（Ｗ方向）に揺動したと
き、シリンダ１２はＷ方向の力を受ける。このとき、シ
リンダ１２はスプリング１１と油圧に保持されている
が、ＡポートとＢポートが連通しているため、空間１３
の油はシリンダ１２の端面１２ａがクロスヘッド９に当
接するまで、油路１４，１５，１６およびＡポートとＢ
ポートを経て、レギュレーションバルブ１８よりタンク
１９に排出される。このシリンダ１２の端面１２ａがク
ロスヘッド９に当接するまでの間、クロスヘッド９はＷ
方向に動かない。即ち、クロスヘッド９のストローク
（Ｓ）が小さくなり、これにより図６に見る通り開弁時
期（Ｔ）が遅れることになり、また、閉弁時期（Ｒ）は
早まり、エンジンは高速時の早閉じミラーサイクルで作
動する。なお、ロッカアーム８が閉弁方向（Ｗ方向の反
対）に揺動すると逆止弁２６より油が油路１６，１５，
１４を通って空間１３に補充され元の状態になる。ま
た、コントロールバルブ１７のスプリング２５の力を調
整することにより、図７に示すとおりミラーサイクル領
域のエンジン回転速度（Ｑ）の位置を設定できる。
ける作動を図２で説明する。エンジン高速回転時には図
示しないエンジンと直結したポンプの吐き出し量は多く
なり各部を潤滑する潤滑油の回路圧力（Ｐ）が高くな
り、この圧力がスプールの端面の空間２１に作用しスプ
リング２５により生ずる調整圧力よりも高くなる。この
ためコントロールバルブ１７のスプール２０はスプリン
グ２５に抗して図示の左側に移動し、ＡポートとＢポー
トは連通した状態になる。この状態で吸気弁５を開くた
めにロッカアーム８が開弁方向（Ｗ方向）に揺動したと
き、シリンダ１２はＷ方向の力を受ける。このとき、シ
リンダ１２はスプリング１１と油圧に保持されている
が、ＡポートとＢポートが連通しているため、空間１３
の油はシリンダ１２の端面１２ａがクロスヘッド９に当
接するまで、油路１４，１５，１６およびＡポートとＢ
ポートを経て、レギュレーションバルブ１８よりタンク
１９に排出される。このシリンダ１２の端面１２ａがク
ロスヘッド９に当接するまでの間、クロスヘッド９はＷ
方向に動かない。即ち、クロスヘッド９のストローク
（Ｓ）が小さくなり、これにより図６に見る通り開弁時
期（Ｔ）が遅れることになり、また、閉弁時期（Ｒ）は
早まり、エンジンは高速時の早閉じミラーサイクルで作
動する。なお、ロッカアーム８が閉弁方向（Ｗ方向の反
対）に揺動すると逆止弁２６より油が油路１６，１５，
１４を通って空間１３に補充され元の状態になる。ま
た、コントロールバルブ１７のスプリング２５の力を調
整することにより、図７に示すとおりミラーサイクル領
域のエンジン回転速度（Ｑ）の位置を設定できる。
【００１５】エンジン低速回転では図示しないポンプの
吐き出し量が少ないため回路圧力は低くなる。このため
スプール端面の空間２１に作用する圧力（Ｐ）も低くな
り、図３に示す通りコントロールバルブ１７のスプール
２０はスプリング２５の作用でＡポートとＢポートとを
遮断する方向（Ｎ）に移動する。この結果、ロッカアー
ム８が開弁方向（Ｗ方向）に揺動してもシリンダ１２の
空間１３および油路１４，１５，１６，からＡポートま
で油で充満し、かつ、ＡポートとＢポートが遮断されて
いるいるために上記は密閉され、シリンダ１２とクロス
ヘッド９とは一体となって移動し、図７に示す従来のサ
イクル（ディーゼルサイクル）として作動する。
吐き出し量が少ないため回路圧力は低くなる。このため
スプール端面の空間２１に作用する圧力（Ｐ）も低くな
り、図３に示す通りコントロールバルブ１７のスプール
２０はスプリング２５の作用でＡポートとＢポートとを
遮断する方向（Ｎ）に移動する。この結果、ロッカアー
ム８が開弁方向（Ｗ方向）に揺動してもシリンダ１２の
空間１３および油路１４，１５，１６，からＡポートま
で油で充満し、かつ、ＡポートとＢポートが遮断されて
いるいるために上記は密閉され、シリンダ１２とクロス
ヘッド９とは一体となって移動し、図７に示す従来のサ
イクル（ディーゼルサイクル）として作動する。
【００１６】図４では本発明の早閉じミラーサイクルの
第２実施例を示し、コントロールバルブ部分と制御装置
を示す。なお、第１実施例と同一部品には同一符号を付
して説明は省略する。 コントロールバルブ１７を電磁
式バルブ３０に替えた場合の吸気弁開閉制御装置４０に
ついて説明する。一般にエンジンのブースト圧力、ブー
スト温度は高速回転、高負荷になるほど高くなる傾向を
示す。従って、図示しない過給機の出口にブースト圧
力、又は、温度を検出するためのブースト温度センサ４
１、又はブースト圧力センサ４２とを設け、この信号を
吸気弁開閉制御装置４０を介して電磁式バルブ３０のソ
レノイド３１への通電を制御する。例えばブースト圧
力、又は温度が高いときにはミラーサイクルに、ブース
ト圧力、又は温度が低いときにはディーゼルサイクルを
行なうことにより、前記の油圧パイロットでの制御と同
様の効果をもたらす。
第２実施例を示し、コントロールバルブ部分と制御装置
を示す。なお、第１実施例と同一部品には同一符号を付
して説明は省略する。 コントロールバルブ１７を電磁
式バルブ３０に替えた場合の吸気弁開閉制御装置４０に
ついて説明する。一般にエンジンのブースト圧力、ブー
スト温度は高速回転、高負荷になるほど高くなる傾向を
示す。従って、図示しない過給機の出口にブースト圧
力、又は、温度を検出するためのブースト温度センサ４
１、又はブースト圧力センサ４２とを設け、この信号を
吸気弁開閉制御装置４０を介して電磁式バルブ３０のソ
レノイド３１への通電を制御する。例えばブースト圧
力、又は温度が高いときにはミラーサイクルに、ブース
ト圧力、又は温度が低いときにはディーゼルサイクルを
行なうことにより、前記の油圧パイロットでの制御と同
様の効果をもたらす。
【００１７】図５では本発明の早閉じミラーサイクルの
第３実施例を示し、コントロールバルブ部分と制御装置
を示す。なお、第１実施例と同一部品には同一符号を付
して説明は省略する。 コントロールバルブ１７は吸気
弁開閉制御装置５０で制御される。吸気弁開閉制御装置
５０は、エンジン５１で駆動される油圧ポンプ５２と、
２位置切換弁５３と、エンジン５１に付設された回転速
度センサー５４と、回転速度センサー５４からの信号を
受けて２位置切換弁５３に指令を出力するコントローラ
５５とからなる。なお、第１実施例の空間１３および空
間２１に供給する油圧（Ｐ）が変動するのに対し、第３
実施例では、空間１３にはエンジン５１で駆動される油
圧ポンプ５６とリリーフ弁５７を用いて所定の一定圧力
を供給する。
第３実施例を示し、コントロールバルブ部分と制御装置
を示す。なお、第１実施例と同一部品には同一符号を付
して説明は省略する。 コントロールバルブ１７は吸気
弁開閉制御装置５０で制御される。吸気弁開閉制御装置
５０は、エンジン５１で駆動される油圧ポンプ５２と、
２位置切換弁５３と、エンジン５１に付設された回転速
度センサー５４と、回転速度センサー５４からの信号を
受けて２位置切換弁５３に指令を出力するコントローラ
５５とからなる。なお、第１実施例の空間１３および空
間２１に供給する油圧（Ｐ）が変動するのに対し、第３
実施例では、空間１３にはエンジン５１で駆動される油
圧ポンプ５６とリリーフ弁５７を用いて所定の一定圧力
を供給する。
【００１８】上記構成において、次に早閉じミラーサイ
クルの作動について説明する。エンジン５１が所定の回
転速度以上に達すると、コントローラ５５は回転速度セ
ンサー５４からの信号を受け、所定のパイロット圧力を
空間２１に供給するように２位置切換弁５３に指令を出
力する。これにより、空間２１には油圧ポンプ５２が生
ずるパイロット圧力が２位置切換弁５５により制御され
て所定の圧油が供給される。この圧油を受け、スプール
２０はスプリング２５に抗して、スプール２０を図示の
左方向に移動し、ＡポートとＢポートとを連通する。こ
れにより、第１実施例と同様に、所定の回転速度以上で
は、図６に見る通り開弁時期（Ｔ）が遅れることにな
り、また、閉弁時期（Ｒ）は早まり、高速時のミラーサ
イクルで作動する。なお、上記において、油圧ポンプ５
２と５６と二個の油圧ポンプを用いたが、一個でも良
く、また、２位置切換弁５３を用いたが電磁比例圧力弁
５３、若しくは、減圧弁等の弁でも良い。 〔以下、追加記載である。〕
クルの作動について説明する。エンジン５１が所定の回
転速度以上に達すると、コントローラ５５は回転速度セ
ンサー５４からの信号を受け、所定のパイロット圧力を
空間２１に供給するように２位置切換弁５３に指令を出
力する。これにより、空間２１には油圧ポンプ５２が生
ずるパイロット圧力が２位置切換弁５５により制御され
て所定の圧油が供給される。この圧油を受け、スプール
２０はスプリング２５に抗して、スプール２０を図示の
左方向に移動し、ＡポートとＢポートとを連通する。こ
れにより、第１実施例と同様に、所定の回転速度以上で
は、図６に見る通り開弁時期（Ｔ）が遅れることにな
り、また、閉弁時期（Ｒ）は早まり、高速時のミラーサ
イクルで作動する。なお、上記において、油圧ポンプ５
２と５６と二個の油圧ポンプを用いたが、一個でも良
く、また、２位置切換弁５３を用いたが電磁比例圧力弁
５３、若しくは、減圧弁等の弁でも良い。 〔以下、追加記載である。〕
【００１９】図７、図８は本発明の後閉じミラーサイク
ルの吸気弁の開閉制御装置の第１実施例を示す概念図で
ある。なお、早閉じミラーサイクルの第１実施例と同一
部品には同一符号を付して説明は省略する。
ルの吸気弁の開閉制御装置の第１実施例を示す概念図で
ある。なお、早閉じミラーサイクルの第１実施例と同一
部品には同一符号を付して説明は省略する。
【００２０】後閉じ用コントロールバルブ７０には後閉
じ用スプール７１が枢密に挿入されておりコントロール
バルブ内を左右にスライドしてＡポートとＢポートを連
通、または遮断する。後閉じ用スプール７１の端面の空
間２１には配管２２が接続し、配管２２は図示しないエ
ンジン潤滑用ポンプに接続し、エンジンの回転速度に応
じて変動する油圧が配管２２（矢印Ｐ）を経て供給され
る。後閉じ用スプール７１の他端面の空間２４には調整
ネジ１７ｃにより調整可能なスプリング２５が組み込ま
れている。前記空間２１に油圧を供給する配管２２は分
岐され、分岐された配管２２ａには逆止弁２６が配設さ
れている。逆止弁２６を経た油圧は油路１６に合流し、
一方では前記の後閉じ用コントロールバルブ７０のＡポ
ートと、他方では、油路１４，１５を経て、シリンダ１
２の空間１３と接続し、配管２２からの圧油をシリンダ
１２の空間１３に補充している。
じ用スプール７１が枢密に挿入されておりコントロール
バルブ内を左右にスライドしてＡポートとＢポートを連
通、または遮断する。後閉じ用スプール７１の端面の空
間２１には配管２２が接続し、配管２２は図示しないエ
ンジン潤滑用ポンプに接続し、エンジンの回転速度に応
じて変動する油圧が配管２２（矢印Ｐ）を経て供給され
る。後閉じ用スプール７１の他端面の空間２４には調整
ネジ１７ｃにより調整可能なスプリング２５が組み込ま
れている。前記空間２１に油圧を供給する配管２２は分
岐され、分岐された配管２２ａには逆止弁２６が配設さ
れている。逆止弁２６を経た油圧は油路１６に合流し、
一方では前記の後閉じ用コントロールバルブ７０のＡポ
ートと、他方では、油路１４，１５を経て、シリンダ１
２の空間１３と接続し、配管２２からの圧油をシリンダ
１２の空間１３に補充している。
【００２１】上記構成において、エンジン高速回転にお
ける作動を図７で説明する。エンジン高速回転時には図
示しないエンジンと直結したポンプの吐き出し量は多く
なり各部を潤滑する潤滑油の回路圧力（Ｐ）が高くな
り、この圧力がスプールの端面の空間２１に作用しスプ
リング２５により生ずる調整圧力よりも高くなる。この
ため後閉じ用コントロールバルブ７０の後閉じ用スプー
ル７１はスプリング２５に抗して図示の左側（Ｋ方向）
に移動し、ＡポートとＢポートは遮断した状態になる。
この状態で吸気弁５を開くためにロッカアーム８が開弁
方向（Ｗ方向）に揺動したとき、シリンダ１２はＷ方向
の力を受ける。このとき、シリンダ１２はスプリング１
１と油圧に保持されているが、ＡポートとＢポートが遮
断しているため、ロッカアーム８が開弁方向（Ｗ方向）
に揺動してもシリンダ１２の空間１３および油路１４，
１５，１６，からＡポートまで油で充満し、かつ、Ａポ
ートとＢポートが遮断されているいるために上記は密閉
され、シリンダ１２とクロスヘッド９とは一体となって
移動する。このときの、シリンダ１２とクロスヘッド９
とは一体となって移動するストローク（Ｓ）を後閉じ用
のミラーサイクルに設定することにより、図９に見る通
り開弁時期（Ｍ）が遅れることになり、後閉じのミラー
サイクルとして作動する。
ける作動を図７で説明する。エンジン高速回転時には図
示しないエンジンと直結したポンプの吐き出し量は多く
なり各部を潤滑する潤滑油の回路圧力（Ｐ）が高くな
り、この圧力がスプールの端面の空間２１に作用しスプ
リング２５により生ずる調整圧力よりも高くなる。この
ため後閉じ用コントロールバルブ７０の後閉じ用スプー
ル７１はスプリング２５に抗して図示の左側（Ｋ方向）
に移動し、ＡポートとＢポートは遮断した状態になる。
この状態で吸気弁５を開くためにロッカアーム８が開弁
方向（Ｗ方向）に揺動したとき、シリンダ１２はＷ方向
の力を受ける。このとき、シリンダ１２はスプリング１
１と油圧に保持されているが、ＡポートとＢポートが遮
断しているため、ロッカアーム８が開弁方向（Ｗ方向）
に揺動してもシリンダ１２の空間１３および油路１４，
１５，１６，からＡポートまで油で充満し、かつ、Ａポ
ートとＢポートが遮断されているいるために上記は密閉
され、シリンダ１２とクロスヘッド９とは一体となって
移動する。このときの、シリンダ１２とクロスヘッド９
とは一体となって移動するストローク（Ｓ）を後閉じ用
のミラーサイクルに設定することにより、図９に見る通
り開弁時期（Ｍ）が遅れることになり、後閉じのミラー
サイクルとして作動する。
【００２２】エンジン低速回転における作動を図８で説
明する。エンジン低速回転では図示しないポンプの吐き
出し量が少ないため回路圧力は低くなる。このためスプ
ール端面の空間２１に作用する圧力（Ｐ）も低くなり、
図８に示す通り後閉じ用スプール７１はスプリング２５
の作用でＡポートとＢポートとを連通する方向（Ｎ）に
移動する。この結果、ロッカアーム８が開弁方向（Ｗ方
向）に揺動するとシリンダ１２の空間１３の油はシリン
ダ１２の端面１２ａがクロスヘッド９に当接するまで、
油路１４，１５，１６およびＡポートとＢポートを経
て、レギュレーションバルブ１８よりタンク１９に排出
される。このシリンダ１２の端面１２ａがクロスヘッド
９に当接するまでの間、クロスヘッド９はＷ方向に動か
ない。即ち、クロスヘッド９のストローク（Ｓ）が小さ
くなり、これにより図９に見る通り開弁時期（Ｊ）が早
くなり、従来のサイクル（ディーゼルサイクル）として
作動する。なお、ロッカアーム８が閉弁方向（Ｗ方向の
反対）に揺動すると逆止弁２６より油が油路１６，１
５，１４を通って空間１３に補充され元の状態になる。
また、後閉じ用コントロールバルブ７０のスプリング２
５の力を調整することにより、図９に示すとおりミラー
サイクル領域のエンジン回転速度（Ｑ）の位置を設定で
きる。
明する。エンジン低速回転では図示しないポンプの吐き
出し量が少ないため回路圧力は低くなる。このためスプ
ール端面の空間２１に作用する圧力（Ｐ）も低くなり、
図８に示す通り後閉じ用スプール７１はスプリング２５
の作用でＡポートとＢポートとを連通する方向（Ｎ）に
移動する。この結果、ロッカアーム８が開弁方向（Ｗ方
向）に揺動するとシリンダ１２の空間１３の油はシリン
ダ１２の端面１２ａがクロスヘッド９に当接するまで、
油路１４，１５，１６およびＡポートとＢポートを経
て、レギュレーションバルブ１８よりタンク１９に排出
される。このシリンダ１２の端面１２ａがクロスヘッド
９に当接するまでの間、クロスヘッド９はＷ方向に動か
ない。即ち、クロスヘッド９のストローク（Ｓ）が小さ
くなり、これにより図９に見る通り開弁時期（Ｊ）が早
くなり、従来のサイクル（ディーゼルサイクル）として
作動する。なお、ロッカアーム８が閉弁方向（Ｗ方向の
反対）に揺動すると逆止弁２６より油が油路１６，１
５，１４を通って空間１３に補充され元の状態になる。
また、後閉じ用コントロールバルブ７０のスプリング２
５の力を調整することにより、図９に示すとおりミラー
サイクル領域のエンジン回転速度（Ｑ）の位置を設定で
きる。
【００２３】図１０では本発明の後閉じミラーサイクル
の第２実施例を示し、コントロールバルブ部分と制御装
置を示す。なお、後閉じミラーサイクルの第２実施例
は、早閉じミラーサイクルの第２実施例のコントロール
バルブ１７を、後閉じミラーサイクルの第１実施例の後
閉じ用コントロールバルブ７０に置換したのみであるの
で詳細な説明は省略する。
の第２実施例を示し、コントロールバルブ部分と制御装
置を示す。なお、後閉じミラーサイクルの第２実施例
は、早閉じミラーサイクルの第２実施例のコントロール
バルブ１７を、後閉じミラーサイクルの第１実施例の後
閉じ用コントロールバルブ７０に置換したのみであるの
で詳細な説明は省略する。
【００２４】図１１では本発明の後閉じミラーサイクル
の第３実施例を示し、コントロールバルブ部分と制御装
置を示す。なお、後閉じミラーサイクルの第３実施例
は、早閉じミラーサイクルの第３実施例のコントロール
バルブ１７を、後閉じミラーサイクルの第１実施例の後
閉じ用コントロールバルブ７０に置換したのみであるの
で詳細な説明は省略する。
の第３実施例を示し、コントロールバルブ部分と制御装
置を示す。なお、後閉じミラーサイクルの第３実施例
は、早閉じミラーサイクルの第３実施例のコントロール
バルブ１７を、後閉じミラーサイクルの第１実施例の後
閉じ用コントロールバルブ７０に置換したのみであるの
で詳細な説明は省略する。
【００２５】
【発明の効果】本発明は、以上説明したように吸気弁を
直接制御出来るようにしたこと、および、エンジン回転
により駆動されるポンプ油圧、ブースト圧力、温度ある
いはエンジン回転速度に応じてコントロールバルブを制
御することによりエンジンが高速回転ではミラーサイク
ルとなり、低速回転では従来のサイクルとして作動させ
ることが出来るようになったため、高速では低圧縮比、
高膨張比がえられ熱効率の改善ができ、低速では有効圧
縮比が下がることがなく着火は安定する。しかも、スプ
ールを押しつけているスプリング力の強さを調整するこ
とによりミラーサイクルと従来のサイクルとの切替えが
任意の回転速度で撰択できるなどの優れた効果がえられ
る。
直接制御出来るようにしたこと、および、エンジン回転
により駆動されるポンプ油圧、ブースト圧力、温度ある
いはエンジン回転速度に応じてコントロールバルブを制
御することによりエンジンが高速回転ではミラーサイク
ルとなり、低速回転では従来のサイクルとして作動させ
ることが出来るようになったため、高速では低圧縮比、
高膨張比がえられ熱効率の改善ができ、低速では有効圧
縮比が下がることがなく着火は安定する。しかも、スプ
ールを押しつけているスプリング力の強さを調整するこ
とによりミラーサイクルと従来のサイクルとの切替えが
任意の回転速度で撰択できるなどの優れた効果がえられ
る。
【図１】４サイクルエンジンの一般的な概念図である。
【図２】本発明の早閉じミラーサイクルの第１実施例
で、エンジンが高速回転での吸気弁の開閉制御装置の作
動状況を示す図である。
で、エンジンが高速回転での吸気弁の開閉制御装置の作
動状況を示す図である。
【図３】本発明の早閉じミラーサイクルの第１実施例
で、エンジンが低速回転での吸気弁の開閉制御装置の作
動状況を示す図である。
で、エンジンが低速回転での吸気弁の開閉制御装置の作
動状況を示す図である。
【図４】本発明の早閉じミラーサイクルの第２実施例
で、第１実施例に対して吸気弁の開閉制御装置のコント
ロールバルブを電磁式バルブに置き換えた図である。
で、第１実施例に対して吸気弁の開閉制御装置のコント
ロールバルブを電磁式バルブに置き換えた図である。
【図５】本発明の早閉じミラーサイクルの第３実施例
で、第１実施例に対して他の吸気弁の開閉制御装置を示
す図である。
で、第１実施例に対して他の吸気弁の開閉制御装置を示
す図である。
【図６】本発明の早閉じミラーサイクルの第１、第２実
施例における吸気弁の開閉線図である。
施例における吸気弁の開閉線図である。
【図７】本発明の後閉じミラーサイクルの第１実施例
で、エンジンが高速回転での吸気弁の開閉制御装置の作
動状況を示す図である。
で、エンジンが高速回転での吸気弁の開閉制御装置の作
動状況を示す図である。
【図８】本発明の後閉じミラーサイクルの第１実施例
で、エンジンが低速回転での吸気弁の開閉制御装置の作
動状況を示す図である。
で、エンジンが低速回転での吸気弁の開閉制御装置の作
動状況を示す図である。
【図９】本発明の後閉じミラーサイクルにおける吸気弁
の開閉線図である。
の開閉線図である。
【図１０】本発明の後閉じミラーサイクルの第２実施例
で、第１実施例に対して吸気弁の開閉制御装置のコント
ロールバルブを電磁式バルブに置き換えた図である。
で、第１実施例に対して吸気弁の開閉制御装置のコント
ロールバルブを電磁式バルブに置き換えた図である。
【図１１】本発明の後閉じミラーサイクルの第３実施例
で、第１実施例に対して他の吸気弁の開閉制御装置を示
す図である。
で、第１実施例に対して他の吸気弁の開閉制御装置を示
す図である。
【図１２】本発明の第１、第２実施例におけるエンジン
回転速度とエンジントルクとの関係においてミラーサイ
クルと従来のサイクルとの領域を示す図である。
回転速度とエンジントルクとの関係においてミラーサイ
クルと従来のサイクルとの領域を示す図である。
【図１３】ミラーサイクルエンジンの吸気弁の早閉じの
４サイクルヂーゼルエンジンの指圧線図である。
４サイクルヂーゼルエンジンの指圧線図である。
【図１４】ミラーサイクルエンジンの吸気弁の遅閉じの
４サイクルヂーゼルエンジンの指圧線図である。
４サイクルヂーゼルエンジンの指圧線図である。
【図１５】従来のミラーサイクルエンジンの早閉じの４
サイクルヂーゼルエンジンの吸気弁を説明するための概
念図である。
サイクルヂーゼルエンジンの吸気弁を説明するための概
念図である。
１ シリンダライナ、 ２ ピストン、 ３ エンジ
ンヘッド、３ａ 吸気管、 ３ｂ 排気管、
４ シリンダ室、５ 吸気弁、 ６ 排気弁、
７ スプリング、８ ロッカアーム、 ９ ク
ロスヘッド、１０ ガイド、１１ スプリング、 １
２ シリンダ、 １３ 空間、１４，１５，１６ 油
路、１７ コントロールバルブ、１８ レギュレーショ
ンバルブ、 ２０ スプール、２１，２２ 空
間、 ２５ スプリング、 ２６ 逆止弁、３０ 電磁
式バルブ、４０ 吸気弁開閉制御装置。５３ 弁、７０
後閉じ用コントロールバルブ、 ７１ 後閉じ用スプ
ール、
ンヘッド、３ａ 吸気管、 ３ｂ 排気管、
４ シリンダ室、５ 吸気弁、 ６ 排気弁、
７ スプリング、８ ロッカアーム、 ９ ク
ロスヘッド、１０ ガイド、１１ スプリング、 １
２ シリンダ、 １３ 空間、１４，１５，１６ 油
路、１７ コントロールバルブ、１８ レギュレーショ
ンバルブ、 ２０ スプール、２１，２２ 空
間、 ２５ スプリング、 ２６ 逆止弁、３０ 電磁
式バルブ、４０ 吸気弁開閉制御装置。５３ 弁、７０
後閉じ用コントロールバルブ、 ７１ 後閉じ用スプ
ール、
Claims (6)
- 【請求項１】 エンジンのシリンダヘッド部に組み込ま
れた吸気弁装置において、ロッカアームの揺動によりガ
イドを案内にして上下動するクロスヘッドに、一方をロ
ッカアームと接し、他方は油圧とスプリングによりその
動きが制御されるシリンダを内蔵したことを特徴とする
ミラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御装置。 - 【請求項２】 請求項１において、シリンダ内の圧油が
圧油供給側に戻るのを防ぐチェック弁と、エンジン高速
回転時にはシリンダ内の圧油をレギュレーションバルブ
を介してタンクに戻すためシリンダとレギュレーション
バルブとを連通し、かつ、エンジン低速回転時にはシリ
ンダ内の圧油を遮断し、シリンダの動きを制御するコン
トロールバルブとからなるミラーサクルエンジン用吸気
弁の開閉制御装置。 - 【請求項３】 請求項１において、シリンダ内の圧油が
圧油供給側に戻るのを防ぐチェック弁と、エンジン高速
回転時にはシリンダ内の圧油をレギュレーションバルブ
を介してタンクに戻すためシリンダとレギュレーション
バルブとを遮断し、かつ、エンジン低速回転時にはシリ
ンダ内の圧油を連通し、シリンダの動きを制御するコン
トロールバルブとからなるミラーサクルエンジン用吸気
弁の開閉制御装置。 - 【請求項４】 請求項２あるいは３において、シリンダ
の動きを制御するコントロールバルブへのパイロット圧
力を制御する弁と、エンジンの回転速度を検出する回転
速度センサーと、回転速度センサーからの信号を受け、
エンジンの回転速度が所定回転速度以上のとき弁への開
閉あるいは調圧の指令を出力するコントローラとからな
るミラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御装置。 - 【請求項５】 エンジンの過給機に温度センサー、ある
いは圧力センサーを付設し、センサからの信号を受けシ
リンダの動きを制御するため制御装置からの指令を受け
る電磁式バルブを設けた請求項１、２、３のいずれかの
記載のミラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御装
置。 - 【請求項６】 パイロット油圧作動コントロールバルブ
あるいは電磁式バルブにはレギュレーションバルブに連
通する通路とクロスヘッドおよびガイドを経由してシリ
ンダに通じる油路とを開閉するスプールを設けるととも
に、スプールに当接し開閉圧力を調整するスプリングを
設けた請求項１，２、３、４、５のいずれかの記載のミ
ラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP25749494A JP3550428B2 (ja) | 1994-03-07 | 1994-09-26 | ミラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御装置 |
Applications Claiming Priority (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP6-64547 | 1994-03-07 | ||
| JP6454794 | 1994-03-07 | ||
| JP25749494A JP3550428B2 (ja) | 1994-03-07 | 1994-09-26 | ミラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH07301107A true JPH07301107A (ja) | 1995-11-14 |
| JP3550428B2 JP3550428B2 (ja) | 2004-08-04 |
Family
ID=26405643
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP25749494A Expired - Fee Related JP3550428B2 (ja) | 1994-03-07 | 1994-09-26 | ミラーサイクルエンジン用吸気弁の開閉制御装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3550428B2 (ja) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2006512522A (ja) * | 2002-07-05 | 2006-04-13 | ボルボ ラストバグナー アーベー | 内燃機関用装置 |
| CN102162383A (zh) * | 2010-02-24 | 2011-08-24 | 曼柴油机欧洲股份公司曼柴油机德国分公司 | 大型二冲程柴油机的阀驱动系统 |
| KR101326972B1 (ko) * | 2011-12-07 | 2013-11-13 | 현대자동차주식회사 | 밀러 사이클엔진 시스템 및 제어방법 |
| CN108757084A (zh) * | 2018-06-28 | 2018-11-06 | 潍柴动力股份有限公司 | 配气相位两级切换的进气门装置及柴油机 |
| WO2020000640A1 (zh) * | 2018-06-28 | 2020-01-02 | 潍柴动力股份有限公司 | 配气相位两级切换的进气门装置及柴油机 |
| WO2023285973A1 (en) * | 2021-07-12 | 2023-01-19 | Jacobs Vehicle Systems, Inc. | Valve bridge constraints and guides and related methods |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| ATE450694T1 (de) * | 2005-02-11 | 2009-12-15 | Volvo Lastvagnar Ab | Vorrichtung für verbrennungsmotor |
-
1994
- 1994-09-26 JP JP25749494A patent/JP3550428B2/ja not_active Expired - Fee Related
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|---|---|---|---|---|
| JP2006512522A (ja) * | 2002-07-05 | 2006-04-13 | ボルボ ラストバグナー アーベー | 内燃機関用装置 |
| JP4897216B2 (ja) * | 2002-07-05 | 2012-03-14 | ボルボ ラストバグナー アーベー | 内燃機関用装置 |
| CN102162383A (zh) * | 2010-02-24 | 2011-08-24 | 曼柴油机欧洲股份公司曼柴油机德国分公司 | 大型二冲程柴油机的阀驱动系统 |
| KR101326972B1 (ko) * | 2011-12-07 | 2013-11-13 | 현대자동차주식회사 | 밀러 사이클엔진 시스템 및 제어방법 |
| CN108757084A (zh) * | 2018-06-28 | 2018-11-06 | 潍柴动力股份有限公司 | 配气相位两级切换的进气门装置及柴油机 |
| WO2020000640A1 (zh) * | 2018-06-28 | 2020-01-02 | 潍柴动力股份有限公司 | 配气相位两级切换的进气门装置及柴油机 |
| WO2023285973A1 (en) * | 2021-07-12 | 2023-01-19 | Jacobs Vehicle Systems, Inc. | Valve bridge constraints and guides and related methods |
| US11649739B2 (en) | 2021-07-12 | 2023-05-16 | Jacobs Vehicle Svstems, Inc. | Valve bridge constraints and guides and related methods |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP3550428B2 (ja) | 2004-08-04 |
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