JPS5925023A - 内燃機関の圧縮比制御装置 - Google Patents
内燃機関の圧縮比制御装置Info
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- JPS5925023A JPS5925023A JP57134078A JP13407882A JPS5925023A JP S5925023 A JPS5925023 A JP S5925023A JP 57134078 A JP57134078 A JP 57134078A JP 13407882 A JP13407882 A JP 13407882A JP S5925023 A JPS5925023 A JP S5925023A
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- compression ratio
- valve
- load operation
- internal combustion
- closing timing
- Prior art date
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- Pending
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Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)
- Valve Device For Special Equipments (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
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。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
、この発明は内燃機関の圧縮比制御装置、特に弁開閉時
期制御手段および圧縮比制御手段を備えた自動車用内燃
機関の圧縮比制御装置に関する。
期制御手段および圧縮比制御手段を備えた自動車用内燃
機関の圧縮比制御装置に関する。
従来の自動車用内燃機関としては、例えば第１図に示す
ようなものがある。この内燃機関は吸気路（１）の途中
に気化器（２）を介装しており、吸排気ポート（３１（
４１を開閉する吸排気弁（５１（６１はＯ，Ｈ，Ｃ型の
動弁機構（７）によって駆動される。この機関の負荷に
対する出力の制御は、吸気路（１）中に配設された絞弁
（８）の開度（アクセルペダルの踏込量）に応じて吸入
空気量を増減することにより行っている。
ようなものがある。この内燃機関は吸気路（１）の途中
に気化器（２）を介装しており、吸排気ポート（３１（
４１を開閉する吸排気弁（５１（６１はＯ，Ｈ，Ｃ型の
動弁機構（７）によって駆動される。この機関の負荷に
対する出力の制御は、吸気路（１）中に配設された絞弁
（８）の開度（アクセルペダルの踏込量）に応じて吸入
空気量を増減することにより行っている。
その結果、低負荷運転中の機関吸入行程においては、シ
リン−ダ（９）内に混合気を吸入するに際して、絞弁開
度に応じたピストンＱＯ）に対する負の仕事量が発生す
る。この負の仕事量は通常ポンピングロスと称されるも
ので、第２図中斜線で示すように、機関出力となる正の
仕事量に対して負の仕事量が増大するほど機関有効出力
が減少し、そして、この負の仕事量は同図に示すように
吸入負圧が強まり吸入混合気量が減少する低絞弁開度域
になる程（低負荷運転域でかつ高回転になる程）大きく
なる。したがって、この負の仕事量を大幅に低減できれ
ば、機関の機械効率が著しく増大し大幅な燃費の向上を
達成することができる。
リン−ダ（９）内に混合気を吸入するに際して、絞弁開
度に応じたピストンＱＯ）に対する負の仕事量が発生す
る。この負の仕事量は通常ポンピングロスと称されるも
ので、第２図中斜線で示すように、機関出力となる正の
仕事量に対して負の仕事量が増大するほど機関有効出力
が減少し、そして、この負の仕事量は同図に示すように
吸入負圧が強まり吸入混合気量が減少する低絞弁開度域
になる程（低負荷運転域でかつ高回転になる程）大きく
なる。したがって、この負の仕事量を大幅に低減できれ
ば、機関の機械効率が著しく増大し大幅な燃費の向上を
達成することができる。
このため、例えば特公昭５５−４２２４７号公報に開示
されているように、吸気弁開閉時期を機関の運転条件に
応じて可変制御し、絞弁とは無関係に機関負荷に応じた
吸入空気量を供給して、上記ポンピングロスの低減を図
ったものが提案されている。
されているように、吸気弁開閉時期を機関の運転条件に
応じて可変制御し、絞弁とは無関係に機関負荷に応じた
吸入空気量を供給して、上記ポンピングロスの低減を図
ったものが提案されている。
しかしながら、このように吸気弁開閉時期を可変制御す
る内燃機関にあっても、低負荷運転域で吸気弁の開閉時
期を単にクランク角に対して遅らせるのみであり、しか
も、この開閉時期制御に複雑な油圧機構を用いていたた
め、低負荷運転域での圧縮行程における有効圧縮比（吸
気弁閉時期からピストン上死点までの行程容積とピスト
ン上死点における燃焼室容積とから算出した値）が低下
する結果、点火直前の混合気温度が、吸気弁閉時期を遅
（する前と比較して低下し燃焼が悪化してしまうという
問題点があった。
る内燃機関にあっても、低負荷運転域で吸気弁の開閉時
期を単にクランク角に対して遅らせるのみであり、しか
も、この開閉時期制御に複雑な油圧機構を用いていたた
め、低負荷運転域での圧縮行程における有効圧縮比（吸
気弁閉時期からピストン上死点までの行程容積とピスト
ン上死点における燃焼室容積とから算出した値）が低下
する結果、点火直前の混合気温度が、吸気弁閉時期を遅
（する前と比較して低下し燃焼が悪化してしまうという
問題点があった。
この発明はこのような従来の問題点に着目してなされた
もので、高負荷運転時は圧縮比を低く、低負荷運転時は
圧縮比を高（制御する圧縮比制御手段を有する内燃機関
の圧縮比制御装置を提供することにより、上記問題点を
解決することを目的としている。
もので、高負荷運転時は圧縮比を低く、低負荷運転時は
圧縮比を高（制御する圧縮比制御手段を有する内燃機関
の圧縮比制御装置を提供することにより、上記問題点を
解決することを目的としている。
以下、この発明を図面に基づいて説明する。
第３図〜第８図はこの発明の一実施例を示す図である。
まず構成を説明する。第３図、第４図において、（１１
）は内燃機関のシリンダヘッドであり、このシリンダヘ
ッド圓はシリンダ孔（Ｉ２）が形成されたシリンダブロ
ック（１３）に固定されている。（＋４１はシリンダ孔
（１２１に摺動自在に収納されたピストンであり、この
ピストンα滲はシリンダヘット責１１）とともにシリン
ダ孔α２の上部に燃焼室（１５）を画成している。シリ
ンダヘッド（１１）には吸気ポート（１，６１および排
気ポート（図示していない）が形成され、これらの吸気
ポート０６）および排気ポートはそれぞれ吸気弁０７）
および排気弁（図示していない）によって開閉される。
）は内燃機関のシリンダヘッドであり、このシリンダヘ
ッド圓はシリンダ孔（Ｉ２）が形成されたシリンダブロ
ック（１３）に固定されている。（＋４１はシリンダ孔
（１２１に摺動自在に収納されたピストンであり、この
ピストンα滲はシリンダヘット責１１）とともにシリン
ダ孔α２の上部に燃焼室（１５）を画成している。シリ
ンダヘッド（１１）には吸気ポート（１，６１および排
気ポート（図示していない）が形成され、これらの吸気
ポート０６）および排気ポートはそれぞれ吸気弁０７）
および排気弁（図示していない）によって開閉される。
また、シリンダヘッド（１１）には上記燃焼室（１５）
とポー［＋８１を介して連通ずる所定容積の副室時が形
成されており、このポート（Ｉ８１は第三弁（２０）に
よって開閉される。なお、（２１）は吸気弁（１７）の
バルブスプリングを、＠は第三弁（２０）のバルブスプ
リングを、それぞれ示しており、これらのバルブスプリ
ング（２１＋（２２）は６弁α７１（２０）を閉弁方向
に常時付勢している。
とポー［＋８１を介して連通ずる所定容積の副室時が形
成されており、このポート（Ｉ８１は第三弁（２０）に
よって開閉される。なお、（２１）は吸気弁（１７）の
バルブスプリングを、＠は第三弁（２０）のバルブスプ
リングを、それぞれ示しており、これらのバルブスプリ
ング（２１＋（２２）は６弁α７１（２０）を閉弁方向
に常時付勢している。
（３υは機関の回転に同期して回転するバルブ駆動カム
であり、このカム（３１）は前記シリンダ孔（１２）の
上方に配設されたカムシャフト（３りに一体に固着され
ている。（３３）はロッカシャフト（３４）に揺動自在
に支持されたロッカアームであり、このロッカアーム（
到の一端はカムフォロワ０５１を介して上記カム（３Ｉ
）に、その他端はアジャストスクリュ（３６）を介して
上記吸気弁（１７１のステムエンド（１７ａ）に、それ
ぞれ当接している。カムフォロワ（３５）はロッカアー
ム（３３）の一端部にピン（３７）により回動自任に支
持されており、その傾斜した下端面は上記カム（３１）
のカム面（３１ａ）に所定角度をなして当接するフォロ
ワ面（３５ａ）を構成する。（４０）は大略クランク状
に屈曲した制御レバーであり、この制御レバー（４０）
は支軸（４Ｉ）に揺動自任に支持されている。制御レバ
ー（４０）の一端部上面には油圧プランジャ（４２）が
、下面には上記第三弁（２０）のステムエンド（２０ａ
）がそれぞれ当接しており、また、該レバー（４０）の
他端部はビンを介してガイド（４３）を回転自在に保持
している。ガイド（４■には下方に開口する孔（４３ａ
）が形成されており、該孔（４３ａ）内ニは、上記カム
フォロワ（３９に下端が固着されたガイド軸（伺の上端
部が摺動自在に挿入されている。
であり、このカム（３１）は前記シリンダ孔（１２）の
上方に配設されたカムシャフト（３りに一体に固着され
ている。（３３）はロッカシャフト（３４）に揺動自在
に支持されたロッカアームであり、このロッカアーム（
到の一端はカムフォロワ０５１を介して上記カム（３Ｉ
）に、その他端はアジャストスクリュ（３６）を介して
上記吸気弁（１７１のステムエンド（１７ａ）に、それ
ぞれ当接している。カムフォロワ（３５）はロッカアー
ム（３３）の一端部にピン（３７）により回動自任に支
持されており、その傾斜した下端面は上記カム（３１）
のカム面（３１ａ）に所定角度をなして当接するフォロ
ワ面（３５ａ）を構成する。（４０）は大略クランク状
に屈曲した制御レバーであり、この制御レバー（４０）
は支軸（４Ｉ）に揺動自任に支持されている。制御レバ
ー（４０）の一端部上面には油圧プランジャ（４２）が
、下面には上記第三弁（２０）のステムエンド（２０ａ
）がそれぞれ当接しており、また、該レバー（４０）の
他端部はビンを介してガイド（４３）を回転自在に保持
している。ガイド（４■には下方に開口する孔（４３ａ
）が形成されており、該孔（４３ａ）内ニは、上記カム
フォロワ（３９に下端が固着されたガイド軸（伺の上端
部が摺動自在に挿入されている。
また、制御レバー（４０）の一端部の側方のシリンダヘ
ッド（１１）には該レバー（４０）の揺動を規制するス
トッパ面（４５１が形成されており、上記油圧プランジ
ャ（４のにより制御レバー（４０１が図中反時計回りの
方向に所定角度揺動するとストッパ面（４つにレバー（
４０）の一端側面が当接する。油圧プランジャ（４２）
はその油圧室（４６）Ｋ供給される機関潤滑油ポンプ（
図示していない）からの圧油な切換弁により切換えろこ
とにより制御される。すなわち、油圧室（４６）は切換
弁を介してポンプに接続されており、該切換弁は機関運
転条件に応じて例えばコントロールユニットからの信号
に基づいて切換制御される。上記、制御レバー顛、ガイ
ド（４３）およびカムフォロワ（１３（ト）は全体とし
て弁開閉時期（バルブタイミング）制御手段（５０）を
構成し、一方、制御レバー＜４０） ｌ第三弁（２０）
および副室０９）は全体として圧縮比制御手段−を構成
している。
ッド（１１）には該レバー（４０）の揺動を規制するス
トッパ面（４５１が形成されており、上記油圧プランジ
ャ（４のにより制御レバー（４０１が図中反時計回りの
方向に所定角度揺動するとストッパ面（４つにレバー（
４０）の一端側面が当接する。油圧プランジャ（４２）
はその油圧室（４６）Ｋ供給される機関潤滑油ポンプ（
図示していない）からの圧油な切換弁により切換えろこ
とにより制御される。すなわち、油圧室（４６）は切換
弁を介してポンプに接続されており、該切換弁は機関運
転条件に応じて例えばコントロールユニットからの信号
に基づいて切換制御される。上記、制御レバー顛、ガイ
ド（４３）およびカムフォロワ（１３（ト）は全体とし
て弁開閉時期（バルブタイミング）制御手段（５０）を
構成し、一方、制御レバー＜４０） ｌ第三弁（２０）
および副室０９）は全体として圧縮比制御手段−を構成
している。
すなわち、これらの両手段（５０）（６０）は単一の油
圧プランジャ（４２１により制御され、機関の運転条件
に応じて該プランジャ（４２）の突出量を変更すること
により、弁開閉時期制御手段（５０）は上記フォロワ面
（３５ａ）とカム面（３１ａ）とがなす角度を変化させ
て吸気弁（１７１（排気弁も同様に可能）の開閉時期を
制御し、同時に、圧縮比制御手段（６０）は燃焼室（１
５１の容積を変化させて圧縮比を制御する。
圧プランジャ（４２１により制御され、機関の運転条件
に応じて該プランジャ（４２）の突出量を変更すること
により、弁開閉時期制御手段（５０）は上記フォロワ面
（３５ａ）とカム面（３１ａ）とがなす角度を変化させ
て吸気弁（１７１（排気弁も同様に可能）の開閉時期を
制御し、同時に、圧縮比制御手段（６０）は燃焼室（１
５１の容積を変化させて圧縮比を制御する。
次に作用について説明する。
上記構成の内燃機関にあっては、機関始動によりパルプ
駆動カム（３υが機関回転（クランク軸）に同期して回
転し、ロッカアーム（３３）を揺動して吸気弁（１７１
（排気弁も同様に）を開閉駆動する。このとき、機関の
運転条件、例えば回転速度、吸入空気量９機関源度等に
基づいて油圧プランジャ（４りへの油圧を切換制御する
ことにより、該吸気弁α力の開閉時期および同時に圧縮
比を適宜制御している。
駆動カム（３υが機関回転（クランク軸）に同期して回
転し、ロッカアーム（３３）を揺動して吸気弁（１７１
（排気弁も同様に）を開閉駆動する。このとき、機関の
運転条件、例えば回転速度、吸入空気量９機関源度等に
基づいて油圧プランジャ（４りへの油圧を切換制御する
ことにより、該吸気弁α力の開閉時期および同時に圧縮
比を適宜制御している。
第３図は機関の高負荷運転時における上記両手段６唱６
０）の作動状態を示す。この場合、運転状態を判別した
コントロールユニットは切換弁を切換えて油圧プランジ
ャ（４２）の油圧室（４６）にポンプからの高圧油を供
給する。よって、油圧プランジャ（４２１は図中下方へ
突出し、制御レバー（４０）を図中反時計回りの方向に
その一端面がストッパ面（４勺に当接するまで揺動させ
る。その結果、第三弁（２０）は該レバー （４０）の
一端部により押し下げられてポートα８）を開き、同時
に、該レバー（４０）の他端部はガイ）” （４３）お
よびガイド軸（４４）を介してカムフォロワＣ３５１を
図中反時計回りの方向に回動させる。したがって、燃焼
室（１５）の容積は副室００のそれが付加されて増大し
圧縮比は小さくなる一方、フォロワ面（３５ａ）とカム
面（３１ａ）とがなす角度は小さくなり吸気弁（１ηの
開閉時期が早まる（進む）。詳しくは、上記角度が小さ
くなるとカム０１）の凸部（リフト部）がより早くカム
フォロワ０５１に接触する結果、吸気弁（１７１開弁時
のバルブリフト立上がりが早（なり、かつ、閉弁時には
凸部がより早（カムフォロワ（３５）より離れて閉弁時
期も早くなるのである。すなわち、機関の高負荷運転条
件下においては、ピストン（＋４１が上死点時の燃焼室
０５１容積が増大して圧縮比が後述の低負荷運転時のそ
れよりも低（（小さく）設定されるとともに、吸気弁（
１ηの開閉タイミングが低負荷運転時のそれよりも早（
設定される。第５図中（ａｌは該高負荷運転状態におけ
る吸気弁（１７１の開弁時期（ａｌ）および閉弁時期（
ａ２）を示しており、このように開閉タイミングを早め
る（進める）ことで、機関が高出力を得るのに適したパ
ルプオーバラップ（吸排気弁の重なり）と吸気の慣性過
給効果を得るのに適したパルプ開閉タイミングが得られ
る。
０）の作動状態を示す。この場合、運転状態を判別した
コントロールユニットは切換弁を切換えて油圧プランジ
ャ（４２）の油圧室（４６）にポンプからの高圧油を供
給する。よって、油圧プランジャ（４２１は図中下方へ
突出し、制御レバー（４０）を図中反時計回りの方向に
その一端面がストッパ面（４勺に当接するまで揺動させ
る。その結果、第三弁（２０）は該レバー （４０）の
一端部により押し下げられてポートα８）を開き、同時
に、該レバー（４０）の他端部はガイ）” （４３）お
よびガイド軸（４４）を介してカムフォロワＣ３５１を
図中反時計回りの方向に回動させる。したがって、燃焼
室（１５）の容積は副室００のそれが付加されて増大し
圧縮比は小さくなる一方、フォロワ面（３５ａ）とカム
面（３１ａ）とがなす角度は小さくなり吸気弁（１ηの
開閉時期が早まる（進む）。詳しくは、上記角度が小さ
くなるとカム０１）の凸部（リフト部）がより早くカム
フォロワ０５１に接触する結果、吸気弁（１７１開弁時
のバルブリフト立上がりが早（なり、かつ、閉弁時には
凸部がより早（カムフォロワ（３５）より離れて閉弁時
期も早くなるのである。すなわち、機関の高負荷運転条
件下においては、ピストン（＋４１が上死点時の燃焼室
０５１容積が増大して圧縮比が後述の低負荷運転時のそ
れよりも低（（小さく）設定されるとともに、吸気弁（
１ηの開閉タイミングが低負荷運転時のそれよりも早（
設定される。第５図中（ａｌは該高負荷運転状態におけ
る吸気弁（１７１の開弁時期（ａｌ）および閉弁時期（
ａ２）を示しており、このように開閉タイミングを早め
る（進める）ことで、機関が高出力を得るのに適したパ
ルプオーバラップ（吸排気弁の重なり）と吸気の慣性過
給効果を得るのに適したパルプ開閉タイミングが得られ
る。
同時に、該高負荷時において圧縮比も高すぎることがな
いため、ノッキングも発生しに（（、最適な点火進角値
に設定可能となり高トルクを得ることができる。
いため、ノッキングも発生しに（（、最適な点火進角値
に設定可能となり高トルクを得ることができる。
第４図は機関の低負荷運転時における弁開閉時期制御手
段６０）および圧縮比制御手段（６０）の作動状態を示
す。この場合、上記高負荷運転時とは逆に油圧プランジ
ャ（４功は上方に引込み、制御レバー（４１ｍは図中時
計回りの方向に揺動する。これにより、第三弁（イ）は
パルプスプリング（２２１によって上方に移′動してポ
ートα印を閉じる一方、カムフォロワ（３５）を時計回
りの方向に回動してフォロワ面（３５ａ）とカム面（３
１ａ）とのなす角度が大きくなる。その結果、カム（３
１）の凸部がカムフォロワ０■に接触してこれを押し上
げる時期が遅れ、第５図中（ｂｌに示すように、吸気弁
αＬの開弁時期（ｂｌ）、閉弁時期（ｂ２）が遅くなる
。すなわち、低負荷運転条件にあっては、第三弁＠）が
閉じるため、燃焼室（１５１の容積が高負荷運転時のそ
れと比較して小さくなり圧縮比が前述した高負荷運転時
のそれよりも高く設定されるとともに、吸気弁面の開閉
タイミングが遅れるように設定される。以上の結果、低
負荷運転時は次の効果を得ることができる。第１に、パ
ルプオーバラップ量が減少するため、吸気管圧力の低い
低負荷運転時にも排気ガスの燃焼室（１５１内への吹き
戻しなどによる残留ガス割合の増大を防止でき、燃焼の
安定性を向上できる。第２に、吸気弁（ｌη閉弁時期（
ｂ２）でのバルブリフトの降下が遅くなるため、吸気下
死点後には吸入行程で吸入した混合気を吸気管内へ吐出
する作用が強まる。その結果、低負荷運転条件で要求さ
れる吸気量を燃焼室（１５１内へ導入するには、吸気絞
弁を開き気味、即ち吸気管圧力を高くする必要があり、
結果的にはポンピングロスを減少することになる。この
現象を燃焼室（１５）内の指圧線図で示したのが第６図
であり、負の仕事量（図中斜線部）が従来のそれ（第２
図参照）と比較して少な（なっている。なお、第７図は
吸気弁（１７１の閉弁時期におけるカム面（３１ａ）と
フォロワ面（３５ａ）との接触部分の拡大図であり、図
中実線は低負荷運転時を、仮想線は高負荷運転時を示す
が、該閉弁時期は低負荷運転時のほうが０度（クランク
角で）だけ遅れている。このことは、第８図（ａｌ （
ｂｌに示すように、高負荷運転域では、実圧縮比（１＋
ｖｓ／Ｖｃ）を低（する（小さくする）ことになり圧縮
上死点における混合気温度が下がり、一方、低負荷運転
域では圧縮比を、上記フォロワ面（３５ａ）とカム面（
３１ａ）との角度を大きくするとともに、高（設定でき
る（混合気温度は低下せず）ことになり、該低負荷運転
域での燃焼状態を向上できる。なお、通常圧縮比は（１
＋ ”／Ｖｃ ）で示′され、ここに（Ｖｃ）はピスト
ン上死点での燃焼室容積、 （Ｖｓ）はピストン行程間
（上下死点間）の容積。
段６０）および圧縮比制御手段（６０）の作動状態を示
す。この場合、上記高負荷運転時とは逆に油圧プランジ
ャ（４功は上方に引込み、制御レバー（４１ｍは図中時
計回りの方向に揺動する。これにより、第三弁（イ）は
パルプスプリング（２２１によって上方に移′動してポ
ートα印を閉じる一方、カムフォロワ（３５）を時計回
りの方向に回動してフォロワ面（３５ａ）とカム面（３
１ａ）とのなす角度が大きくなる。その結果、カム（３
１）の凸部がカムフォロワ０■に接触してこれを押し上
げる時期が遅れ、第５図中（ｂｌに示すように、吸気弁
αＬの開弁時期（ｂｌ）、閉弁時期（ｂ２）が遅くなる
。すなわち、低負荷運転条件にあっては、第三弁＠）が
閉じるため、燃焼室（１５１の容積が高負荷運転時のそ
れと比較して小さくなり圧縮比が前述した高負荷運転時
のそれよりも高く設定されるとともに、吸気弁面の開閉
タイミングが遅れるように設定される。以上の結果、低
負荷運転時は次の効果を得ることができる。第１に、パ
ルプオーバラップ量が減少するため、吸気管圧力の低い
低負荷運転時にも排気ガスの燃焼室（１５１内への吹き
戻しなどによる残留ガス割合の増大を防止でき、燃焼の
安定性を向上できる。第２に、吸気弁（ｌη閉弁時期（
ｂ２）でのバルブリフトの降下が遅くなるため、吸気下
死点後には吸入行程で吸入した混合気を吸気管内へ吐出
する作用が強まる。その結果、低負荷運転条件で要求さ
れる吸気量を燃焼室（１５１内へ導入するには、吸気絞
弁を開き気味、即ち吸気管圧力を高くする必要があり、
結果的にはポンピングロスを減少することになる。この
現象を燃焼室（１５）内の指圧線図で示したのが第６図
であり、負の仕事量（図中斜線部）が従来のそれ（第２
図参照）と比較して少な（なっている。なお、第７図は
吸気弁（１７１の閉弁時期におけるカム面（３１ａ）と
フォロワ面（３５ａ）との接触部分の拡大図であり、図
中実線は低負荷運転時を、仮想線は高負荷運転時を示す
が、該閉弁時期は低負荷運転時のほうが０度（クランク
角で）だけ遅れている。このことは、第８図（ａｌ （
ｂｌに示すように、高負荷運転域では、実圧縮比（１＋
ｖｓ／Ｖｃ）を低（する（小さくする）ことになり圧縮
上死点における混合気温度が下がり、一方、低負荷運転
域では圧縮比を、上記フォロワ面（３５ａ）とカム面（
３１ａ）との角度を大きくするとともに、高（設定でき
る（混合気温度は低下せず）ことになり、該低負荷運転
域での燃焼状態を向上できる。なお、通常圧縮比は（１
＋ ”／Ｖｃ ）で示′され、ここに（Ｖｃ）はピスト
ン上死点での燃焼室容積、 （Ｖｓ）はピストン行程間
（上下死点間）の容積。
（Ｖ′Ｓ）は吸気弁閉じ終り（図中仮想線位置）からピ
ストン上死点位置までの同容積を示している。また、上
記第三弁（２０）による燃焼室容積の可変範囲は副室α
翅の容積が燃焼室（１５１の容積の１０〜４０％の範囲
にあることが望ましい。さらに、上記吸気弁（１ηの閉
弁時期は、高負荷運転時においては下死点後４０°〜６
０°が好適であり、一方、ポンピングロス低減を目的と
する低負荷運転時においては下死点後６０°〜８０°の
範囲で容積比（副室／燃焼室）を前述のように選定する
ことが燃費低減に効果的である。
ストン上死点位置までの同容積を示している。また、上
記第三弁（２０）による燃焼室容積の可変範囲は副室α
翅の容積が燃焼室（１５１の容積の１０〜４０％の範囲
にあることが望ましい。さらに、上記吸気弁（１ηの閉
弁時期は、高負荷運転時においては下死点後４０°〜６
０°が好適であり、一方、ポンピングロス低減を目的と
する低負荷運転時においては下死点後６０°〜８０°の
範囲で容積比（副室／燃焼室）を前述のように選定する
ことが燃費低減に効果的である。
以上説明してきたように、この発明によれば、運転条件
に応じて吸排気弁の開閉時期を可変制御する弁開閉時期
制御手段を備えた内燃機関において、シリンダヘッドに
副室と、この副室を前記弁開閉時期制御手段により開閉
する第３バルブを設け、該内燃機関の高負荷運転時は圧
縮比を低くするとともに、低負荷運転時は圧縮比を高く
する圧縮比制御手段を有する内燃機関の圧縮比制御装置
としたため、低負荷運転時はポンピングロスの低減およ
び有効圧縮比の適正化による燃焼改善。
に応じて吸排気弁の開閉時期を可変制御する弁開閉時期
制御手段を備えた内燃機関において、シリンダヘッドに
副室と、この副室を前記弁開閉時期制御手段により開閉
する第３バルブを設け、該内燃機関の高負荷運転時は圧
縮比を低くするとともに、低負荷運転時は圧縮比を高く
する圧縮比制御手段を有する内燃機関の圧縮比制御装置
としたため、低負荷運転時はポンピングロスの低減およ
び有効圧縮比の適正化による燃焼改善。
燃料消費率の向上を達成できるとともに、高負荷運転時
は高充填率を確保しつつノッキングの発生を抑制するこ
とができるという効果が得られる。
は高充填率を確保しつつノッキングの発生を抑制するこ
とができるという効果が得られる。
第１図は公知の自動車用内燃機関を示すその概略正面断
面図、第２図は該内燃機関の指圧線図である。第３〜８
図はこの発明に係る内燃機関の圧縮比制御装置の一実施
例を示すものであり、第３図、第４図はそれぞれ該機関
の高負荷運転時。 低負荷運転時の作動を説明する要部断面図、第５図は該
装置の作用説明図、第６図は該機関の指圧線図、第７図
は該装置におけるカム当接部の作用説明図、第８図は該
装置の作用を説明するためのピストンの位置と対応させ
た指圧線図である。 αＢ・・・・・・・・・吸気弁 （１９・・・・・・・・・副室 ■・・・・・・・・・第３バルブ ５０）・・・・・・・・・弁開閉時期制御手段（６０）
・・・・・・・・・圧縮比制御手段特許出願人 日
産自動車株式会社 代理人 弁理士 有 我 軍 −部 第１図 ″ ′ｈＦ ４杼） 一一 ° ” 特開昭５９−２５０２３ （５） （乙閤１−１斤 第７図 −１５５− 第８図
面図、第２図は該内燃機関の指圧線図である。第３〜８
図はこの発明に係る内燃機関の圧縮比制御装置の一実施
例を示すものであり、第３図、第４図はそれぞれ該機関
の高負荷運転時。 低負荷運転時の作動を説明する要部断面図、第５図は該
装置の作用説明図、第６図は該機関の指圧線図、第７図
は該装置におけるカム当接部の作用説明図、第８図は該
装置の作用を説明するためのピストンの位置と対応させ
た指圧線図である。 αＢ・・・・・・・・・吸気弁 （１９・・・・・・・・・副室 ■・・・・・・・・・第３バルブ ５０）・・・・・・・・・弁開閉時期制御手段（６０）
・・・・・・・・・圧縮比制御手段特許出願人 日
産自動車株式会社 代理人 弁理士 有 我 軍 −部 第１図 ″ ′ｈＦ ４杼） 一一 ° ” 特開昭５９−２５０２３ （５） （乙閤１−１斤 第７図 −１５５− 第８図
Claims (1)
- 運転条件に応じて吸排気弁の開閉時期を可変制御する弁
開閉時期制御手段を備えた内燃機関において、シリンダ
ヘッドに副室と、この副室を前記弁開閉時期制御手段に
より開閉する第３パルプを設け、該内燃機関の高負荷運
転時は圧縮比を低くするとともに、低負荷運転時は圧縮
比を高くするようにしたことを特徴とする内燃機関の圧
縮比制御装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP57134078A JPS5925023A (ja) | 1982-07-30 | 1982-07-30 | 内燃機関の圧縮比制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP57134078A JPS5925023A (ja) | 1982-07-30 | 1982-07-30 | 内燃機関の圧縮比制御装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5925023A true JPS5925023A (ja) | 1984-02-08 |
Family
ID=15119879
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP57134078A Pending JPS5925023A (ja) | 1982-07-30 | 1982-07-30 | 内燃機関の圧縮比制御装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS5925023A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH02119616A (ja) * | 1988-10-28 | 1990-05-07 | Isuzu Motors Ltd | 副燃焼室式断熱エンジン |
| DE102007041325A1 (de) * | 2007-08-31 | 2009-03-05 | Volkswagen Ag | Brennkraftmaschine mit variablem Ventiltrieb |
-
1982
- 1982-07-30 JP JP57134078A patent/JPS5925023A/ja active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH02119616A (ja) * | 1988-10-28 | 1990-05-07 | Isuzu Motors Ltd | 副燃焼室式断熱エンジン |
| DE102007041325A1 (de) * | 2007-08-31 | 2009-03-05 | Volkswagen Ag | Brennkraftmaschine mit variablem Ventiltrieb |
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