JPH1089107A - ディーゼル機関の吸気弁制御装置および制御方法 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 始動性や冷機時の燃焼を悪化させることなく
ディーゼル機関のベース圧縮比を低くできるようにす
る。 【解決手段】 吸気弁に作動角を変化させる形式の可変
動弁機構が用いられており、開時期を一定に保持したま
ま閉時期（ＩＶＣ）を可変制御する。冷却水温ｔｗが低
い冷機時には、冷間時用マップに基づいて目標閉時期を
設定し（ステップ３）、暖機後は、暖機後用マップを用
いて目標閉時期を設定する（ステップ４）。冷間時に
は、暖機後よりも閉時期が早められ、下死点に近づくた
め、実圧縮比が高くなる。油圧が低い（ステップ５）始
動時にはアイドル時の特性が保持されており、閉時期が
下死点近くに早められるため、始動性が確保される。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】この発明は、４サイクルディ
ーゼル機関に関し、特に、可変動弁機構を具備したディ
ーゼル機関の吸気弁制御装置および制御方法に関する。

【０００２】

【従来の技術】実用されているディーゼル機関の多く
は、固定的な特性の動弁機構と組合わされており、吸気
弁の開閉時期は常に一定である。ここで、吸気弁の閉時
期は、ディーゼル機関の実圧縮比を左右し、圧縮上死点
における圧縮空気の温度に影響する。低温時の始動性の
上では、吸気弁閉時期を下死点近傍に設定することが最
も良いのであるが、仮に吸気弁閉時期が下死点近傍であ
ると、高速時に充填効率が著しく低下してしまうので、
通常、吸気弁閉時期は、下死点後（ＡＢＤＣ）４０〜５
０゜程度に設定されている。

【０００３】一方、内燃機関の吸気弁の開閉時期を可変
制御する可変動弁機構は従来から種々の形式のものが提
案されており、一部で既に実用に供されている。例え
ば、カムシャフトと該カムシャフトを駆動するクランク
シャフトとの間の位相関係を相対的にずらすことによっ
て、吸気弁の開閉時期を同方向へ変化させるものや、異
なるカムプロフィールを有する２つのカムに従動する２
つのロッカアームを設け、吸気弁が実際に連動するロッ
カアームを選択的に切り換えることによって、バルブリ
フト特性を２種類に切り換えるようにした装置などが実
用されている。また、特開平６−１８５３２１号公報に
は、不等速軸継手の原理を応用して、円筒状カムシャフ
トを不等速回転させることでバルブリフト特性を連続的
に可変制御し得るようにした可変動弁機構が開示されて
いる。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】ディーゼル機関、特に
直噴型機関の場合、圧縮比は、一般に、低温始動性、エ
ミッション、燃焼騒音などの要求により決定されるの
で、暖機後の通常走行時には、最適燃焼が得られる圧縮
比に比べて、高すぎる場合が多い。過度に高い圧縮比
は、圧縮による筒内圧力の上昇を招き、トルク変動が増
大して、ディーゼル機関特有の振動の原因となる。そし
て、筒内圧力の増大によるピストン摺動面やクランク軸
受の荷重増加は、摩擦損失増大の要因となる。また、過
給機付ディーゼル機関の場合には、過給圧が圧縮比によ
り制約され、結果的に出力が低下することになる。

【０００５】さらに、圧縮時の冷却損失（圧縮により温
度上昇した空気からシリンダへの放熱による圧力低下に
よるもの）も無視できないため、高すぎる圧縮比は燃費
の悪化も招く。

【０００６】本発明の目的は、吸気弁側に可変動弁機構
を備えたディーゼル機関において、吸気弁の閉時期を最
適に可変制御し、種々の運転条件に適した実圧縮比を確
保することにある。

【０００７】

【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
めに、本発明の請求項１に係る吸気弁制御装置は、吸気
弁の作動角を可変制御することにより該吸気弁の閉時期
を制御可能な可変動弁機構を備えたディーゼル機関にお
いて、機関始動時の吸気弁閉時期を、通常時よりも下死
点に近づくように設定したことを特徴としている。

【０００８】また、請求項６に係る吸気弁制御方法は、
吸気弁の作動角を可変制御することにより該吸気弁の閉
時期を制御可能な可変動弁機構を備えたディーゼル機関
において、機関始動時に吸気弁閉時期を下死点に近づけ
るように制御することを特徴としている。

【０００９】すなわち、図１は、機関始動時における圧
縮上死点での圧縮空気の温度（但し外気温が０℃の場合
である）と吸気弁閉時期との関係を示しているが、同図
に示すように、吸気弁閉時期を下死点から遅らせるにつ
れて、実圧縮比が低下するため、圧縮上死点における温
度も低下する。例えば、閉時期が下死点後２０゜の場合
に比べて下死点後６０゜では、約２０℃の温度差が生じ
る。ディーゼル機関の場合、圧縮による温度上昇は、噴
射された燃料を着火，燃焼させる条件として極めて重要
である。外気温が−３０℃となるような寒冷地における
過酷な条件下では、バッテリ電圧の低下や摩擦抵抗増大
により、クランキング速度も遅くなるため、圧縮行程で
吸気弁が開弁していると、筒内の圧縮空気が吸気系に逆
流する。つまり、吸気弁が閉じるまで実質的な圧縮が開
始しないため、吸気弁の閉時期によって実圧縮比が左右
される。従って、始動性の上では、吸気弁閉時期を下死
点近傍にすることが最も良いが、吸気弁閉時期を下死点
近傍に固定的に設定すると、高速時に充填効率が著しく
低下する。そのため、バルブリフト特性が固定されてい
る動弁装置と組み合わせる場合には、多くの機関では、
吸気弁閉時期を下死点後４０〜５０゜の範囲に設定して
いる。従って、この吸気弁閉時期の遅れに伴う実圧縮比
の低下の分だけ、始動性確保のため、ベースの圧縮比を
高く設定していることになる。

【００１０】ベース圧縮比が仮に２０％高いとすると、
同一の吸入空気量での圧縮時の筒内圧力は２６％前後高
くなる。この高い筒内圧力によって、前述したように、
ディーゼル機関特有の振動や摩擦損失の増大、冷却損失
の増大が生じる。また過給ディーゼル機関の場合には、
その分、過給圧を低下させないと、ピストンやクランク
軸受など、筒内圧力が直接作用する部位の耐久性を確保
できない。従って、始動性を損なわずに圧縮比を下げら
れれば、その分出力が上げられることになる。本発明に
おいては、可変動弁機構を利用して、始動時に吸気弁閉
時期を下死点に近づくように制御するので、ベース圧縮
比を過度に高く設定する必要がない。

【００１１】また本発明において重要な点は、可変動弁
機構として、作動角を可変制御することにより吸気弁閉
時期が変化するものが用いられていることである。特
に、請求項４のように、吸気弁開時期は略一定に保た
れ、作動角の可変制御に伴って吸気弁閉時期のみが変化
することが望ましい。

【００１２】すなわち、カムシャフトのクランクシャフ
トに対する位相を相対変化させる形式に代表される作動
角一定の可変動弁機構を用いた場合には、吸気弁閉時期
を下死点近傍に進ませると、同時に開時期も排気行程側
に進むことになり、ガソリン機関に比べて圧縮比が高い
ディーゼル機関では、吸気弁とピストンクラウン部とが
干渉する。従って、比較的平坦なピストンクラウン部形
状では、吸気弁閉時期を大きく変化させることは不可能
である。

【００１３】また、燃焼の悪化を無視してバルブリセス
を大きくしたり、ピストンキャビティを大径として、ピ
ストンと吸気弁との干渉を避けることも一応は可能であ
るが、この場合でも、バルブオーバラップが過大となる
問題がある。

【００１４】すなわち、ディーゼル機関においても、ト
ルクを確保するためには、低速高負荷時には吸気弁の閉
時期は下死点近傍がよく、高速時には慣性効果を得るた
めに閉時期は遅らせた方がよい。例えば、高速時の出力
を確保するためには、吸気弁の閉時期を下死点後６０
゜、開時期を上死点前２０゜程度とすることが望ましい
が、このような設定のまま、仮に作動角を一定として閉
時期を下死点近傍とすると、開時期は上死点前４０〜５
０゜となり、吸排気弁のバルブオーバラップが極めて大
となる。なお、発火前の始動時には残留ガスがなく、始
動時には悪影響はない。

【００１５】しかしながら、このようにバルブオーバラ
ップが過大であると、特に過給機付ディーゼル機関の低
速全開時に不具合が生じる。

【００１６】最近の自動車用ディーゼル機関は、出力向
上の必要性から、過給機、特にターボチャージャ付のも
のが一般的になってきている。ディーゼル機関の場合、
ノッキングの制約がないこともあり、圧縮比を低下させ
て燃費を悪化させるというデメリットが少ないこともあ
る。しかしながら、ディーゼル機関の場合、図２に過給
圧と回転数の関係を示すように、低速全開時の過給圧の
立ち上がりが速く、かなり低速時から過給域に入る。ガ
ソリン機関の場合は、２０００ｒｐｍ前後で過給圧の上
昇が始まる。この理由としては、まず、ディーゼル機関
の場合、部分負荷時の吸気量が多く（超リーンバーンで
あるため）、従って排気流速も高く、排気タービンが十
分に高速回転している状態となっているため、全負荷時
にすぐに過給性能を発揮できる。またガソリン機関と比
べて、機関の回転数範囲が狭く、高過給であっても、低
速時と高速時の流量比は、高性能ガソリン機関よりも小
さい。そのため、ターボチャージャにおけるタービン入
口のＡ／Ｒ（開口率）を小さくできるため、低速でも過
給効率が高い。

【００１７】このようにターボチャージャ付ディーゼル
機関は、低速時に過給圧が高く得られる利点があるが、
過給圧が高くなるということは、一般的には、それを上
回って排圧が上昇することになる（図２参照）。低速全
負荷時に排圧が過給圧を上回って上昇し、かつバルブオ
ーバラップが過大であると、次のような問題を生じる。
まず、排気行程中に吸気弁が開いたときに、排気の一部
が吸気弁側に吹き返し、吸気温度が上昇するとともに、
排気が混入した割合だけ吸気の充填率が低下する。そし
て、排気の割合が大となると、スモークの発生が増大す
る。また、排気の逆流による排圧の低下は過給圧の低下
を招き、この悪循環によって吸気の充填率がさらに低下
する。

【００１８】本発明では、作動角の可変制御によって吸
気弁開時期を略一定に保ちつつ吸気弁閉時期のみを変化
させることができるので、このような不具合を回避でき
る。

【００１９】従って、請求項３のように、過給機付ディ
ーゼル機関において、機関低速高負荷時に吸気弁閉時期
を下死点に近い時期に制御すれば、過大なバルブオーバ
ラップを回避しつつ、低速トルクを増大できる。

【００２０】上記のような吸気弁開閉時期の可変制御を
実現するために、請求項５に係る吸気弁制御装置は、上
記可変動弁機構として、機関の回転に同期して回転する
駆動軸と、この駆動軸と同軸上に配設され、かつ吸気弁
を駆動するカムを外周に有するカムシャフトと、このカ
ムシャフトの端部に設けられ、かつ半径方向に沿って係
合溝が形成された一方のフランジ部と、この一方のフラ
ンジ部に対向するように上記駆動軸側に設けられ、かつ
半径方向に沿って係合溝が形成された他方のフランジ部
と、上記両フランジ部の間に揺動自在に配設された環状
ディスクと、この環状ディスクの両側部に互いに反対方
向に突設されて、上記両フランジ部の各係合溝内に夫々
係合するピンと、上記環状ディスクを機関運転状態に応
じて揺動させる駆動機構とを備えている。

【００２１】この構成においては、環状ディスクの回転
中心が駆動軸およびカムシャフトの中心と同心状態にあ
る場合には、駆動軸とカムシャフトとが等速回転し、ま
た環状ディスクが偏心位置にある場合には、両者が不等
速回転する。従って、上記環状ディスクの位置に応じ
て、吸気弁のバルブリフト特性が連続的に変化し、吸気
弁の開閉時期と作動角とが変化する。なお、駆動軸とカ
ムシャフトとの位相が常に一致する同位相点をバルブリ
フト開始時期と一致させておけば、請求項４のように、
吸気弁開時期が常に一定となる。

【００２２】また請求項２の吸気弁制御装置は、さら
に、機関冷機状態を検出する手段を有し、機関冷機時に
おける吸気弁閉時期が暖機時よりも下死点に近い時期に
制御されることを特徴としている。

【００２３】ディーゼル機関の場合、冷機時には、圧縮
時の空気温度が低いために、着火後の燃焼遅れに起因す
るディーゼルノックが生じる。これは燃焼遅れの間に噴
射された燃料が、ある時期に一気に燃焼することによる
もので、ディーゼル機関特有の燃焼騒音が発生する。こ
れを改善するには、一般的には、圧縮比を高く設定する
ほかなく、従って、前述した始動性の要求とともに、こ
のディーゼルノック回避の要求からも圧縮比の下限値は
制約を受けることになる。そこで、本発明では、始動時
のみではなく、機関の冷機時においても、吸気弁閉時期
を下死点側に早めることで、実圧縮比を高く得るように
しているのである。

【００２４】一方、機関の暖機完了後は、燃焼室の壁面
温度などが上昇するため、圧縮比を低めても冷機時と同
一の燃焼を得ることができる。そのため、暖機完了後、
特に部分負荷域においては、燃焼を悪化させない範囲で
吸気弁閉時期を遅く設定し、実圧縮比を低下させて筒内
の最高圧力レベルを低く抑制すれば、トルク変動に起因
するディーゼル特有の振動騒音が抑制される。但し、高
負荷時は、充填効率つまりトルク確保を優先させるた
め、実圧縮比を大きくすることが望ましい。

【００２５】

【発明の効果】以上のように、本発明によれば、高い圧
縮比が要求される始動時や機関冷機時に吸気弁閉時期を
早めて下死点に近づけるようにしたので、機関のベース
圧縮比をそれだけ低く設定することが可能となり、過大
な筒内圧力によるディーゼル機関特有の振動や、ピスト
ン摺動面等での摩擦損失、あるいは圧縮時の冷却損失、
等を低減できる。

【００２６】また、請求項３によれば、過大なバルブオ
ーバラップによる不具合を伴わずに過給機付ディーゼル
機関の低速トルクを向上させることができる。

【００２７】

【発明の実施の形態】以下、この発明の好ましい実施の
形態を図面に基づいて詳細に説明する。

【００２８】図３は、この発明に係るディーゼル機関の
一実施例を示すもので、シリンダブロック１に複数のシ
リンダ２が直列に配置されているともに、各シリンダ２
内にピストン３が摺動可能に嵌合している。シリンダ２
頂部を覆うシリンダヘッド４には、吸気弁５によって開
閉される吸気ポート６と、排気弁７によって開閉される
排気ポート８とが形成され、かつ図示せぬ燃料噴射弁が
シリンダ２内へ向けて装着されている。上記吸気ポート
６に接続される吸気通路の上流側には、過給機、具体的
にはターボチャージャ９のコンプレッサ９ａが介装され
ている。このコンプレッサ９ａを駆動する排気タービン
９ｂは、排気ポート８下流の排気通路に介装されてい
る。なお、１０は排気還流通路、１１は排気還流制御弁
である。

【００２９】排気弁７は、図示せぬ排気側カムシャフト
によって固定的なバルブタイミングでもって開閉される
ようになっている。これに対し、吸気弁５は、後述する
可変動弁機構によって、その閉時期を作動角とともに可
変制御できる構成となっている。

【００３０】上記可変動弁機構は、特開平６−１８５３
２１号公報や米国特許第５，３６５，８９６号明細書等
において開示されているように、不等速軸継手の原理を
応用して各気筒の円筒状カムシャフト２２を不等速回転
させることでバルブリフト特性を連続的に可変制御し得
るようにしたものである。

【００３１】この機構自体は公知であるので、図４およ
び図５を参照して簡単に説明すると、図において、２１
は図外の機関クランク軸からタイミングチェーン１４を
介して回転力が伝達される駆動軸、２２は該駆動軸２１
の外周に回転自在に嵌合した中空円筒状のカムシャフト
である。このカムシャフト２２は、各気筒毎に分割して
構成されている。

【００３２】上記カムシャフト２２は、シリンダヘッド
４上端部のカム軸受に回転自在に支持されていると共
に、外周に、各気筒一対の吸気弁５を開作動させる一対
のカム２６が形成されている。また、カムシャフト２２
は、上述したように複数個に分割形成されているが、そ
の一方の分割端部に、第１フランジ部２７が設けられて
いる。また、この複数に分割されたカムシャフト２２の
端部間に、それぞれスリーブ２８と環状ディスク２９が
配置されている。上記第１フランジ部２７には、半径方
向に沿った細長い係合溝が形成されている。

【００３３】上記スリーブ２８は、駆動軸２１に固定さ
れているものであって、該スリーブ２８に、上記第１フ
ランジ部２７に対向する第２フランジ部３２が形成され
ている。この第２フランジ部３２には、やはり半径方向
に沿った細長い係合溝が形成されている。

【００３４】両フランジ部２７，３２の間に位置する上
記環状ディスク２９は、略ドーナツ板状を呈し、駆動軸
２１の外周面との間に環状の間隙を有するとともに、デ
ィスクハウジング３４の内周面に回転自在に保持されて
いる。また、互いに１８０°異なる直径線上の対向位置
にそれぞれ反対側へ突出する一対のピン３６，３７を有
し、各ピン３６，３７が各係合溝に係合している。

【００３５】ディスクハウジング３４は、略三角形をな
し、その円形の開口部内に環状ディスク２９が保持され
ているとともに、三角形の頂部となる２カ所に、それぞ
れ第１カム嵌合孔３８および第２カム嵌合孔３９が貫通
形成されている。

【００３６】そして、上記第１カム嵌合孔３８および第
２カム嵌合孔３９内には、それぞれ第１偏心カム４１お
よび第２偏心カム４３の円形カム部４１ａ，４３ａが回
動自在に嵌合している。

【００３７】上記第２偏心カム４３は、図５に示すよう
に、互いに所定量偏心している円柱状の軸部４３ｂと円
形カム部４３ａとからなり、両者が回転可能に嵌合され
て一体化されている。なお、円形カム部４３ａは、スナ
ップリング３０により抜け止めされている。上記軸部４
３ｂは、図４に示すように、フレーム３３の隔壁部に圧
入固定されている。

【００３８】また上記第１偏心カム４１は、機関前後方
向に沿って複数気筒に亙って連続した制御カム軸４２
と、該カム軸４２に各気筒に対応して固設された複数個
の円形カム部４１ａとからなり、両者が所定量偏心して
いる。なお、各気筒の円形カム部４１ａは、それぞれカ
ム軸４２の所定の角度位置において偏心している。上記
制御カム軸４２は、上記フレーム３３にカムブラケット
３５を介して回転自在に保持されている。機関の一端部
に位置する上記制御カム軸４２の一端には、駆動機構と
して回転型の油圧アクチュエータ４６が取り付けられて
いる。また、ディーゼル機関の前部に位置する制御カム
軸４２の他端には、該制御カム軸４２の回転位置つまり
円形カム部４１ａの位相を検出する回転型のポテンショ
メータ４７が取り付けられている。

【００３９】上記の可変動弁機構においては、第１偏心
カム４１を介して環状ディスク２９の偏心位置を可変制
御することにより、カムシャフト２２が不等速回転し、
駆動軸２１との間で、その偏心量に応じた位相差が生じ
る。例えば、図５の（Ａ）に示すように、環状ディスク
２９の中心Ｙと駆動軸２１の中心Ｘとが一致している状
態では、カムシャフト２２が駆動軸２１と等速で同期回
転するため、図６の実線（イ）に示すようなカムプロフ
ィールに沿ったバルブリフト特性が得られる。これに対
し、図５の（Ｂ）に示すように、環状ディスク２９の中
心Ｙが一方へ偏心した状態では、偏心量に応じた位相差
が生じ、これに伴って図６に一点鎖線（ロ）で示すよう
なバルブリフト特性が得られる。

【００４０】なお、駆動軸２１が１回転する間に、正方
向の位相差と負方向の位相差とが生じ、その途中に、同
位相点が存在する。そして、この実施例では、カムリフ
トの開始点が上記同位相点に一致している。従って、環
状ディスク２９の中心が偏心してバルブ作動角が増減変
化しても、開時期は変化せずに、閉時期のみが変化する
ようになる。

【００４１】上記油圧アクチュエータ４６に供給される
油圧は、図示せぬコントロールユニットからの制御信号
に基づき図示せぬ油圧制御弁を介して制御される。コン
トロールユニットには、機関運転条件を示す機関回転数
信号、負荷に相当するスロットルレバー開度信号、機関
の温度として例えば冷却水温を検出する水温センサから
の水温信号等が入力され、これらに基づいて吸気弁５の
閉時期を可変制御している。

【００４２】図７は、コントロールユニットにより実行
される吸気弁５の閉時期の制御の流れを示すフローチャ
ートであって、まずステップ１において、吸気弁閉時期
（ＩＶＣ）の制御マップを読み込む。この制御マップと
しては、図８に特性の一例を示す冷間時用のマップと、
図９に特性の一例を示す暖機後用のマップとが、予め設
定されている。次にステップ２において、冷却水温ｔｗ
を所定の基準温度（暖機が完了したとみなせる温度）ｔ
０と比較し、このｔ０以下である場合には、ステップ３
へ進む。ステップ３では、冷間時用の制御マップを用い
て、そのときの負荷と機関回転数に対応する吸気弁閉時
期の目標値を決定する。また、暖機が完了していて冷却
水温ｔｗが基準温度ｔ０より高い場合には、ステップ４
へ進む。ステップ４では、暖機後用の制御マップを用い
て、そのときの負荷と機関回転数に対応する吸気弁閉時
期の目標値を決定する。

【００４３】このようにして閉時期目標値を決定した
後、ステップ５へ進み、機関の潤滑系統における油圧が
基準油圧ｐ０以上であるか否かを、図示せぬ油圧センサ
の信号に基づいて判定する。この基準油圧ｐ０は、上述
した可変動弁機構を正常に制御し得るレベルに設定され
ており、始動直後のように、油圧がこの基準油圧ｐ０以
下である場合には、油圧が十分に上昇するまで待機す
る。そして、油圧が基準油圧ｐ０より大きければ、ステ
ップ６へ進み、油圧アクチュエータ４６を閉時期目標値
に沿って駆動する。また、ステップ７では、ポテンショ
メータ４７によって実際の制御カム軸４２の回転位置が
検出され、油圧アクチュエータ４６が閉ループ制御され
る。なお、吸気弁５の実際の閉時期を何らかのセンサで
もって直接検出し、これに基づいて閉ループ制御するよ
うにしてもよい。

【００４４】図８と図９との比較から明らかなように、
冷機時においては、暖機後よりも吸気弁閉時期が早めら
れ、下死点後（ＡＢＤＣ）２０゜〜４０゜程度となる。
これにより実圧縮比が高くなり、圧縮時の空気温度が上
昇して、ディーゼルノックが抑制される。

【００４５】また暖機後においては、特に部分負荷域に
おいて燃焼が悪化しない範囲で閉時期が遅く設定されて
おり、筒内の最高圧力レベルがそれだけ低くなるので、
トルク変動に起因するディーゼル特有の振動騒音が抑制
される。そして、高負荷域では、充填効率を優先して、
閉時期を早め、実圧縮比を高く確保している。

【００４６】また、冷機時および暖機後のいずれの特性
においても、アイドル時には、閉時期が下死点後２０゜
前後に早められる。そして、ステップ５として示したよ
うに、油圧が低い状態では、その制御状態が保持され
る。従って、始動時には、常に、閉時期が下死点後２０
゜前後となっており、高い実圧縮比が得られる。

【図面の簡単な説明】

【図１】ディーゼル機関における吸気弁閉時期と圧縮上
死点での空気温度との関係を示す特性図。

【図２】ターボチャージャを備えた機関の排圧と過給圧
との関係をディーゼル機関とガソリン機関とで対比して
示す特性図。

【図３】この発明に係るディーゼル機関の一実施例を示
す構成説明図。

【図４】その可変動弁機構の構成を示す要部の斜視図。

【図５】この可変動弁機構の作動を示す説明図であっ
て、（Ａ）は同心状態、（Ｂ）は偏心状態の様子を示す
説明図。

【図６】この可変動弁機構により得られるバルブリフト
特性を示す特性図。

【図７】吸気弁閉時期の制御の流れを示すフローチャー
ト。

【図８】冷間時用の吸気弁閉時期制御マップの特性を示
す特性図。

【図９】暖機後用の吸気弁閉時期制御マップの特性を示
す特性図。

【符号の説明】

２…シリンダ ５…吸気弁 ９…ターボチャージャ

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.⁶ 識別記号 ＦＩ Ｆ０２Ｄ 45/00 ３７６ Ｆ０２Ｄ 45/00 ３７６Ｃ

Claims (6)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 吸気弁の作動角を可変制御することによ
   り該吸気弁の閉時期を制御可能な可変動弁機構を備えた
   ディーゼル機関において、機関始動時の吸気弁閉時期
   を、通常時よりも下死点に近づくように設定したことを
   特徴とするディーゼル機関の吸気弁制御装置。
2. 【請求項２】 機関冷機状態を検出する手段を有し、機
   関冷機時における吸気弁閉時期が暖機時よりも下死点に
   近い時期に制御されることを特徴とする請求項１記載の
   ディーゼル機関の吸気弁制御装置。
3. 【請求項３】 吸気系に過給機を有し、機関低速高負荷
   時に吸気弁閉時期が下死点に近い時期に制御されること
   を特徴とする請求項１または請求項２に記載のディーゼ
   ル機関の吸気弁制御装置。
4. 【請求項４】 吸気弁開時期は略一定に保たれ、作動角
   の可変制御に伴って吸気弁閉時期のみが変化することを
   特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載のディーゼル
   機関の吸気弁制御装置。
5. 【請求項５】 上記可変動弁機構は、機関の回転に同期
   して回転する駆動軸と、この駆動軸と同軸上に配設さ
   れ、かつ吸気弁を駆動するカムを外周に有するカムシャ
   フトと、このカムシャフトの端部に設けられ、かつ半径
   方向に沿って係合溝が形成された一方のフランジ部と、
   この一方のフランジ部に対向するように上記駆動軸側に
   設けられ、かつ半径方向に沿って係合溝が形成された他
   方のフランジ部と、上記両フランジ部の間に揺動自在に
   配設された環状ディスクと、この環状ディスクの両側部
   に互いに反対方向に突設されて、上記両フランジ部の各
   係合溝内に夫々係合するピンと、上記環状ディスクを機
   関運転状態に応じて揺動させる駆動機構とを備え、上記
   環状ディスクの位置に応じて吸気弁の作動角が変化する
   ものであることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに
   記載のディーゼル機関の吸気弁制御装置。
6. 【請求項６】 吸気弁の作動角を可変制御することによ
   り該吸気弁の閉時期を制御可能な可変動弁機構を備えた
   ディーゼル機関において、機関始動時に吸気弁閉時期を
   下死点に近づけるように制御することを特徴とするディ
   ーゼル機関の吸気弁制御方法。