JPS6030409A - 内燃機関の速度制限機構 - Google Patents
内燃機関の速度制限機構Info
- Publication number
- JPS6030409A JPS6030409A JP13928383A JP13928383A JPS6030409A JP S6030409 A JPS6030409 A JP S6030409A JP 13928383 A JP13928383 A JP 13928383A JP 13928383 A JP13928383 A JP 13928383A JP S6030409 A JPS6030409 A JP S6030409A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- valve
- intake
- exhaust
- spring
- engine
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
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
- F01L3/00—Lift-valve, i.e. cut-off apparatus with closure members having at least a component of their opening and closing motion perpendicular to the closing faces; Parts or accessories thereof
- F01L3/10—Connecting springs to valve members
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Valve-Gear Or Valve Arrangements (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】
本発明は、内燃機関の速度制限機構に関する。
一般的に汎用エンジンにおい℃は、所謂オーバランを生
じてエンジンが破損しないように、或は相手側作業機を
破損させないようにガバナでその速度が制御されており
、通常はクランクシャフト回転数で３６００ ｒ、ｐ、
ｍ以下の速度領域で使用されることが多い。
じてエンジンが破損しないように、或は相手側作業機を
破損させないようにガバナでその速度が制御されており
、通常はクランクシャフト回転数で３６００ ｒ、ｐ、
ｍ以下の速度領域で使用されることが多い。
しかし、ユーザにおいては作業の能率を上げるために、
ガバナ系を外してキャプレタのスロットルバルブを直接
操作し、こｎｉ強制全開状態で使う場合があジ、このよ
うな場合にエンジンはオーバランを生じる。
ガバナ系を外してキャプレタのスロットルバルブを直接
操作し、こｎｉ強制全開状態で使う場合があジ、このよ
うな場合にエンジンはオーバランを生じる。
ところで、上記使い方による場合においても、エンジン
や相手側作業機の破損を防止すべく最高回転数を設定値
以下に抑える手法としては、吸・排気バルブ系の設計手
法、キャプレタ、エアクリーナ、マフラー等の吸・排気
系の設４手法、電気系の設計手法、その他の装置による
手法等が採用されている。特にＯＨＶ型汎用エンジンに
おいては、ＳＶ（サイドバルブ）型エンジンに比べて構
造上最高回転数が高くなるため、オーバラン防止の要求
が強い。
や相手側作業機の破損を防止すべく最高回転数を設定値
以下に抑える手法としては、吸・排気バルブ系の設計手
法、キャプレタ、エアクリーナ、マフラー等の吸・排気
系の設４手法、電気系の設計手法、その他の装置による
手法等が採用されている。特にＯＨＶ型汎用エンジンに
おいては、ＳＶ（サイドバルブ）型エンジンに比べて構
造上最高回転数が高くなるため、オーバラン防止の要求
が強い。
前記吸・排気バルブ系の設泪手法の１つとしてバルブス
プリングの作動荷重を小さくしてバルブ系の作動を狂わ
せ、バルブジャンプ、バウンス、サージングの発生する
回転数を下け、これにより最高回転数を一定値以下に抑
える方法がある。
プリングの作動荷重を小さくしてバルブ系の作動を狂わ
せ、バルブジャンプ、バウンス、サージングの発生する
回転数を下け、これにより最高回転数を一定値以下に抑
える方法がある。
しかしながら、バルブスプリングの作動荷重を小さくす
ると、汎用エンジンの場合は特に長期間放置したり、劣
化オイルを使用したりする場合が多いため、バルブガイ
ドとステ人間の潤滑条件の厳しい排気バルブにおいては
、バルブスティックを生ずる虞れが強くなる。
ると、汎用エンジンの場合は特に長期間放置したり、劣
化オイルを使用したりする場合が多いため、バルブガイ
ドとステ人間の潤滑条件の厳しい排気バルブにおいては
、バルブスティックを生ずる虞れが強くなる。
本発明は斯かる不都合を有効に解消すべく成されたもの
で、その目的とする処は、排気バルブにバルブスティッ
クを生ずることなく、最高回転数全一定値以下に抑える
ことができる内燃機関の速度制限機構を提供するにある
。
で、その目的とする処は、排気バルブにバルブスティッ
クを生ずることなく、最高回転数全一定値以下に抑える
ことができる内燃機関の速度制限機構を提供するにある
。
斯かる目的を達成すべく本発明は、吸気側バルブスプリ
ングのセット荷重及び最大リフト荷重を排気側パルプス
プリングのそれらよりも小さく設定したことをその特徴
とする。
ングのセット荷重及び最大リフト荷重を排気側パルプス
プリングのそれらよりも小さく設定したことをその特徴
とする。
以下に本発明の好適一実施例を添付図面に基づいて説明
する。
する。
第１図は本発明に係る機構を備える内燃機関の一部破断
側面図、第２図は同内燃機関の破断平面展開図、第３図
は吸・排気バルブ系の破断側面図、第４図乃至第６図は
実験結果を示すエンジン回転数とバルブスプリング最大
荷重との関係図である。
側面図、第２図は同内燃機関の破断平面展開図、第３図
は吸・排気バルブ系の破断側面図、第４図乃至第６図は
実験結果を示すエンジン回転数とバルブスプリング最大
荷重との関係図である。
第１図及び第２図に示す内燃機関において、１゜２はシ
リンダブロック、シリンダヘッドであり、シリンダブロ
ック１のシリンダボア１ａ内にはピストン３が摺動自在
に嵌装されており、該ピストン３はコンロッド４を介し
てクランクシャフト５に連結されている。そして、クラ
ンクシャフト５はクランクケース６にボールベアリング
７．７を介して回転自在に支承されている。
リンダブロック、シリンダヘッドであり、シリンダブロ
ック１のシリンダボア１ａ内にはピストン３が摺動自在
に嵌装されており、該ピストン３はコンロッド４を介し
てクランクシャフト５に連結されている。そして、クラ
ンクシャフト５はクランクケース６にボールベアリング
７．７を介して回転自在に支承されている。
又前記シリンダヘッド２には吸・排気ポート８゜９が設
けられており、これら吸・排気ポート８゜９は夫々吸・
排気バルブｉｏ、１ｉにて間欠的に開閉せしめられる。
けられており、これら吸・排気ポート８゜９は夫々吸・
排気バルブｉｏ、１ｉにて間欠的に開閉せしめられる。
そして、吸・排気ノ（ルプ１０゜１１は夫々バルブスプ
リング１２．１３にて前記吸・排気ポー）８，９’ｒ閉
じる方向に弾発されている。
リング１２．１３にて前記吸・排気ポー）８，９’ｒ閉
じる方向に弾発されている。
ところで、上記吸気側バルブスプリング１２０セット荷
重、即ち吸気バルブ１０全閉時のスプリング荷重及び最
大リフト荷重、即ち吸気ノ（ルブ１０全開時のスプリン
グ荷重は排気側）くルプスプリング１３のそれらよりも
小さく設定されている。具体的には両バルブスプリング
１２．１３の太さ、直径、長さ等を変えて目的を達成す
る。このように吸・排気側バルブスプリング１２．１３
のスプリング荷重を異ならせたため、実際の組付作業に
おいては、これらスプリング１２．１３の誤組付が生じ
る可能性がある。そこで、例えば第３図に示す如き吸・
排気バルブｉｏ、ｉｉにおいて、吸気側バルブスプリン
グ１２の内径ｄｌ、座２ａの外径ｄ２、排気側パルプス
プリング１３の内径’？１ｓ、リテーナ１４の外径’ｆ
ｔ ｄ４とすれば、これらの寸法ｄｌｒ ｄ２＋ ｄ３
＋ ｄ４の間に次なる関係ｄ２＞ ｄａ ＋ ｄｔ ＞
ｄ４ 全成立させれば、スプリング１２．１３の誤組付を有効
に防止することができる。
重、即ち吸気バルブ１０全閉時のスプリング荷重及び最
大リフト荷重、即ち吸気ノ（ルブ１０全開時のスプリン
グ荷重は排気側）くルプスプリング１３のそれらよりも
小さく設定されている。具体的には両バルブスプリング
１２．１３の太さ、直径、長さ等を変えて目的を達成す
る。このように吸・排気側バルブスプリング１２．１３
のスプリング荷重を異ならせたため、実際の組付作業に
おいては、これらスプリング１２．１３の誤組付が生じ
る可能性がある。そこで、例えば第３図に示す如き吸・
排気バルブｉｏ、ｉｉにおいて、吸気側バルブスプリン
グ１２の内径ｄｌ、座２ａの外径ｄ２、排気側パルプス
プリング１３の内径’？１ｓ、リテーナ１４の外径’ｆ
ｔ ｄ４とすれば、これらの寸法ｄｌｒ ｄ２＋ ｄ３
＋ ｄ４の間に次なる関係ｄ２＞ ｄａ ＋ ｄｔ ＞
ｄ４ 全成立させれば、スプリング１２．１３の誤組付を有効
に防止することができる。
ところで、吸・排気バルブ１０．１１の頂部には揺動自
在なロッカーアーム１５．１６の一端が夫々当接してい
る。
在なロッカーアーム１５．１６の一端が夫々当接してい
る。
一方、前記クランクシャフト５の斜め下方にはこれと平
行にカムシャフト１１が回転自在に配設されており、該
カムシャフト１Ｔとクランクシャフト５とは互いに噛合
する歯車ｉｓ、１ｓｔ−介して連結されている。そして
、カムシャフト１７には図示の如くカム１７ａ、１７ｂ
が設けられており、各カム１７ａ、１７ｂにはりフタ−
２０，２１が当接しており、各リフター２０．２１と前
記ロッカーアーム１５．１６の他端間にはブツシュロッ
ド２２．２３が介設されている。尚図中２４は点火プラ
グ、Ｓは燃焼室である。
行にカムシャフト１１が回転自在に配設されており、該
カムシャフト１Ｔとクランクシャフト５とは互いに噛合
する歯車ｉｓ、１ｓｔ−介して連結されている。そして
、カムシャフト１７には図示の如くカム１７ａ、１７ｂ
が設けられており、各カム１７ａ、１７ｂにはりフタ−
２０，２１が当接しており、各リフター２０．２１と前
記ロッカーアーム１５．１６の他端間にはブツシュロッ
ド２２．２３が介設されている。尚図中２４は点火プラ
グ、Ｓは燃焼室である。
而してピストン３のシリンダブロック１内での往復運動
はコンロッド４を介してクランクシャフト５０回転運動
に変換され、該クランクシャフト５０回転は更に歯車１
８．１９”ｅ介してカムシャフト１７に伝達され、該カ
ムシャフト１７が回転駆動せしめられる。そして、この
カムシャフト１７０回転に伴いこれと一体に回転するカ
ム１７ａ。
はコンロッド４を介してクランクシャフト５０回転運動
に変換され、該クランクシャフト５０回転は更に歯車１
８．１９”ｅ介してカムシャフト１７に伝達され、該カ
ムシャフト１７が回転駆動せしめられる。そして、この
カムシャフト１７０回転に伴いこれと一体に回転するカ
ム１７ａ。
１７ｂはリフター２０．２１及びブツシュロッド２２．
２３を介してロッカーアーム１５．１６の一端を押し上
げ、吸・排気バルブｉｏ、ｉｉをタイミングよく開く。
２３を介してロッカーアーム１５．１６の一端を押し上
げ、吸・排気バルブｉｏ、ｉｉをタイミングよく開く。
即ち、ピストン３が上死点を過ぎて吸気行程に移れば、
吸気バルブ１０が開き、このピストン３の下降に伴い燃
焼室Ｓ内に発生する負圧に引かれて不図示のキャブレタ
にて形成された混合気が燃焼室Ｓ内に吸引される。そし
てピストン３が下死点近傍に達したとき吸気バルブ１０
は閉じられ、ピストン３が上昇して圧縮行程に移り、燃
焼室Ｓ内に吸引された前記混合気は圧縮せしめられ、ピ
ストン３が上死点近傍に達したとき該混合気は点火プラ
グ２４の発する火花で着火燃焼せしめられる。この混合
気の燃焼によって燃焼室Ｓ内に発生する圧力を受けるピ
ストン３は下降し、下死点を過ぎた後、その慣性で再び
上昇し、排気行程に移る。この排気行程では、排気バル
ブ１１が開き、ピストン３の上昇に伴い混合気の燃焼に
よ−って生じた排気ガスが排気バルブ１１及びこれに続
く排気管（図示せず）を介して大気に排出される。
吸気バルブ１０が開き、このピストン３の下降に伴い燃
焼室Ｓ内に発生する負圧に引かれて不図示のキャブレタ
にて形成された混合気が燃焼室Ｓ内に吸引される。そし
てピストン３が下死点近傍に達したとき吸気バルブ１０
は閉じられ、ピストン３が上昇して圧縮行程に移り、燃
焼室Ｓ内に吸引された前記混合気は圧縮せしめられ、ピ
ストン３が上死点近傍に達したとき該混合気は点火プラ
グ２４の発する火花で着火燃焼せしめられる。この混合
気の燃焼によって燃焼室Ｓ内に発生する圧力を受けるピ
ストン３は下降し、下死点を過ぎた後、その慣性で再び
上昇し、排気行程に移る。この排気行程では、排気バル
ブ１１が開き、ピストン３の上昇に伴い混合気の燃焼に
よ−って生じた排気ガスが排気バルブ１１及びこれに続
く排気管（図示せず）を介して大気に排出される。
以」二が機関、特に４サイクル機関の作動であり、機関
は以後同様のサイクル金繰り返す。
は以後同様のサイクル金繰り返す。
第４乃至第６図は以上述べた内燃機関についての実際の
実験結果をエンジン回転数とバルブスプリング最大荷重
との関係にて図示したものであり、各図において横軸は
吸入側バルブスプリング１２の最大荷重、縦軸は夫々バ
ルブジャンプ発生エンジン回転数、バルブバウンス発生
エンジン回転数、サージング発生エンジン回転数を示す
。
実験結果をエンジン回転数とバルブスプリング最大荷重
との関係にて図示したものであり、各図において横軸は
吸入側バルブスプリング１２の最大荷重、縦軸は夫々バ
ルブジャンプ発生エンジン回転数、バルブバウンス発生
エンジン回転数、サージング発生エンジン回転数を示す
。
各図において曲線Ａは通常の場合、即ちバルブスプリン
グに本発明の如き細工音節さない場合の特性曲線、曲線
Ｂはバルブスプリングに本発明の如き細工を施した場合
の特性曲線、曲線Ｃ（第６図においては省略）は最大回
転数の理論言」算値特性を夫々示す。
グに本発明の如き細工音節さない場合の特性曲線、曲線
Ｂはバルブスプリングに本発明の如き細工を施した場合
の特性曲線、曲線Ｃ（第６図においては省略）は最大回
転数の理論言」算値特性を夫々示す。
各図の曲線ＡとＢの比較において明らかな如く、本発明
の如くバルブスプリングの荷重を設定すれば、最大エン
ジン回転数を一定値以下に抑えてオーバランを防ぐこと
ができ、又スプリング荷重を小さく設定する程、最大回
転数を低く抑えることができる。
の如くバルブスプリングの荷重を設定すれば、最大エン
ジン回転数を一定値以下に抑えてオーバランを防ぐこと
ができ、又スプリング荷重を小さく設定する程、最大回
転数を低く抑えることができる。
このように最大エンジン回転数を低く抑える一方で、排
気側バルブスプリングの荷重は比較的高く保っているた
め、前述のバルブスティックという不都合な現象の発生
を抑えることができる。
気側バルブスプリングの荷重は比較的高く保っているた
め、前述のバルブスティックという不都合な現象の発生
を抑えることができる。
尚同一スプリング全吸気側、排気側に使用する場合は、
第３図において、吸・排気側バルブスプリング１２．１
３の各セット長さｈｌＮ、 ｈＥＸの関係’ｒ： 、ｈ
ｚｘ ＜ ｈＩＮとなるように夫々のバルブ１０゜１１
、リテーナ１４．１４’、シリンダヘッド２のスプリン
グシート面２ｂ、２ｂ’の各寸法関係を設定することが
可能である。即ち一般的に排気側のバルブリフトは吸気
側のバルブリフトよりも小さい値を設定する場合が多い
が、本発明の目的達成のためには、バルブリフトの差を
加味して、最大リフト時の荷重を排気側の方を吸気側よ
ジ強くすることが必要であることは言うまでもない。こ
のためには、排気側のバルブリフト量を吸気側より大き
く設定することも一つの手法である。
第３図において、吸・排気側バルブスプリング１２．１
３の各セット長さｈｌＮ、 ｈＥＸの関係’ｒ： 、ｈ
ｚｘ ＜ ｈＩＮとなるように夫々のバルブ１０゜１１
、リテーナ１４．１４’、シリンダヘッド２のスプリン
グシート面２ｂ、２ｂ’の各寸法関係を設定することが
可能である。即ち一般的に排気側のバルブリフトは吸気
側のバルブリフトよりも小さい値を設定する場合が多い
が、本発明の目的達成のためには、バルブリフトの差を
加味して、最大リフト時の荷重を排気側の方を吸気側よ
ジ強くすることが必要であることは言うまでもない。こ
のためには、排気側のバルブリフト量を吸気側より大き
く設定することも一つの手法である。
以上の説明で明らかな如く本発明によれば、吸気側バル
ブスプリングのセット荷重及び最大リフト荷Ｍｔ排気側
バルブのそれらよりも小さく設定したため、排気バルブ
にバルブスティックを生ずることなく、最高エンジン回
転数を一定値以下に抑えることができる。
ブスプリングのセット荷重及び最大リフト荷Ｍｔ排気側
バルブのそれらよりも小さく設定したため、排気バルブ
にバルブスティックを生ずることなく、最高エンジン回
転数を一定値以下に抑えることができる。
図面は本発明の一実施例を示すものであり、第１図は本
発明に係る機構を備える内燃機関の一音β破断側面図、
第２図は同内燃機関の破断平面展開図、第３図は吸・排
気ノくルプ系の破断側面図、第４図乃至第６図は実験結
果を示すエンジン回転数とバルブスプリング最大荷重と
の関係図である。 尚図面中、１はシリンダブロック、２はシリンダヘッド
、３はピストン、５はクランクシャフト、１０．１１は
夫々吸・排気バルブ、１２．１３は夫々吸・排気側バル
ブスプリング、１７はカムシャフトである。 特許出願人 本田技研工業株式会社 代理人 弁理士 下 １） 容一部 同 弁理士 大 橋 邦 産 量 弁理士 小 山 有
発明に係る機構を備える内燃機関の一音β破断側面図、
第２図は同内燃機関の破断平面展開図、第３図は吸・排
気ノくルプ系の破断側面図、第４図乃至第６図は実験結
果を示すエンジン回転数とバルブスプリング最大荷重と
の関係図である。 尚図面中、１はシリンダブロック、２はシリンダヘッド
、３はピストン、５はクランクシャフト、１０．１１は
夫々吸・排気バルブ、１２．１３は夫々吸・排気側バル
ブスプリング、１７はカムシャフトである。 特許出願人 本田技研工業株式会社 代理人 弁理士 下 １） 容一部 同 弁理士 大 橋 邦 産 量 弁理士 小 山 有
Claims (1)
- 吸気側バルブスプリングのセット荷重及び最大リフト荷
重全排気側バルブスプリングのそれらよりも小さく設定
して成ることを特徴とする内燃機関の速度制限機構。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13928383A JPS6030409A (ja) | 1983-07-28 | 1983-07-28 | 内燃機関の速度制限機構 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13928383A JPS6030409A (ja) | 1983-07-28 | 1983-07-28 | 内燃機関の速度制限機構 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6030409A true JPS6030409A (ja) | 1985-02-16 |
| JPH0353449B2 JPH0353449B2 (ja) | 1991-08-15 |
Family
ID=15241670
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP13928383A Granted JPS6030409A (ja) | 1983-07-28 | 1983-07-28 | 内燃機関の速度制限機構 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6030409A (ja) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2010070553A1 (en) | 2008-12-15 | 2010-06-24 | Koninklijke Philips Electronics N.V. | Scanning microscope. |
-
1983
- 1983-07-28 JP JP13928383A patent/JPS6030409A/ja active Granted
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0353449B2 (ja) | 1991-08-15 |
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