JPS6075724A - 内燃機関の急速減速方法 - Google Patents
内燃機関の急速減速方法Info
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- JPS6075724A JPS6075724A JP18545983A JP18545983A JPS6075724A JP S6075724 A JPS6075724 A JP S6075724A JP 18545983 A JP18545983 A JP 18545983A JP 18545983 A JP18545983 A JP 18545983A JP S6075724 A JPS6075724 A JP S6075724A
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- JP
- Japan
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- combustion engine
- internal
- hydraulic
- exhaust valve
- valve
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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
- F01L13/06—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for braking
-
- 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
- F02D13/04—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation using engine as brake
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- Engineering & Computer Science (AREA)
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (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】
本発明は往復式内ｊ４機関の急速減速方法に関する。
ｊ１ｕ常、運転中の内燃機関（以下、単に機関と称す）
を停止させる場合、燃料の供給を止めても回転部分の慣
性力又は機関による被駆動部分の慣性力によって停止す
るまでに時間を要する。従来、機関の急速１字止又は逆
回転時において、機関の停止時間を短かくするために、
機関の回転軸又は回転軸に連結されている部分に、ブレ
ーキが設けられているが充分ではなかった。
を停止させる場合、燃料の供給を止めても回転部分の慣
性力又は機関による被駆動部分の慣性力によって停止す
るまでに時間を要する。従来、機関の急速１字止又は逆
回転時において、機関の停止時間を短かくするために、
機関の回転軸又は回転軸に連結されている部分に、ブレ
ーキが設けられているが充分ではなかった。
そこで、本発明は内燃機関の停止時間を更に短かくする
ために、内燃機関自身にブレーキの作用を持たせる急速
減速方法を提供することを目的とする。
ために、内燃機関自身にブレーキの作用を持たせる急速
減速方法を提供することを目的とする。
即ち、本発明は往復式圧縮内燃機関を停止させる際に、
Ｔ、Ｄ、Ｃ，前後のクランク角度において、シリンダ内
の圧縮空気を排気管内に排出させることを特徴とする内
燃機関の急速減速方法で、かかる方法によると、圧縮行
程において圧縮された圧縮空気が排気管内に排出される
ため、圧縮に費やされたエネルギーが放出され、従って
内燃機関自身にブレーキ作用を持たせて、内燃機関の急
速減速を図ることができる。
Ｔ、Ｄ、Ｃ，前後のクランク角度において、シリンダ内
の圧縮空気を排気管内に排出させることを特徴とする内
燃機関の急速減速方法で、かかる方法によると、圧縮行
程において圧縮された圧縮空気が排気管内に排出される
ため、圧縮に費やされたエネルギーが放出され、従って
内燃機関自身にブレーキ作用を持たせて、内燃機関の急
速減速を図ることができる。
まず、本発明に係る内燃機関の急速減速方法の原理を第
１図〜第４図に基づき説明する。第１図は２サイクルデ
イ一ゼル機関の圧力−容積線図（以下、Ｐ−Ｖ線図と称
す）を示す。この図から分かるように、空気は排気弁閉
（Ｅ、Ｃ，）位置（点１）から順次圧縮され、ピストン
上死点（Ｔ、Ｄ、Ｃ，）位置（点２）付近での爆発燃焼
により圧力は最高点（点８）に・達し、燃焼し終った位
ｉ４（点４）から膨張して排気弁開（Ｅ、０．）位置（
点５）より排気が始まり、そして掃気口開（、５，０，
）位置（点６）、下死点（Ｂ、Ｄ、Ｃ，）位置（点７）
及び掃気口開（Ｅ、Ｃ，）位置１（点８）間で新しい空
気が吸入されて、次のサイクルに入る。上記Ｐ−■線図
において、各点を通る閉曲線によって囲まれた面積が図
示仕事となる。ところで、上記作動において、燃料の供
給を停止した場合、第２図のＰ−Ｖ線図に示すように、
ピストンリングからのガス漏れ、熱損失などによって、
図示仕事は負となり、この負の仕事によって、回転力の
慣性エネルギーが減少されることになる。しかし、通常
、上記の負の仕事量は小さく、内燃機関の急速減速には
ほとんど役立たない。
１図〜第４図に基づき説明する。第１図は２サイクルデ
イ一ゼル機関の圧力−容積線図（以下、Ｐ−Ｖ線図と称
す）を示す。この図から分かるように、空気は排気弁閉
（Ｅ、Ｃ，）位置（点１）から順次圧縮され、ピストン
上死点（Ｔ、Ｄ、Ｃ，）位置（点２）付近での爆発燃焼
により圧力は最高点（点８）に・達し、燃焼し終った位
ｉ４（点４）から膨張して排気弁開（Ｅ、０．）位置（
点５）より排気が始まり、そして掃気口開（、５，０，
）位置（点６）、下死点（Ｂ、Ｄ、Ｃ，）位置（点７）
及び掃気口開（Ｅ、Ｃ，）位置１（点８）間で新しい空
気が吸入されて、次のサイクルに入る。上記Ｐ−■線図
において、各点を通る閉曲線によって囲まれた面積が図
示仕事となる。ところで、上記作動において、燃料の供
給を停止した場合、第２図のＰ−Ｖ線図に示すように、
ピストンリングからのガス漏れ、熱損失などによって、
図示仕事は負となり、この負の仕事によって、回転力の
慣性エネルギーが減少されることになる。しかし、通常
、上記の負の仕事量は小さく、内燃機関の急速減速には
ほとんど役立たない。
そこで、本発明は、Ｔ 、 Ｄ 、 Ｃ，前後のクラン
ク角度において、圧縮空気を排出させ、膨張行程におけ
る圧力を圧縮行程における圧力よりも低（して、負の仕
事を増大さセで、内燃機関自身に減速機能を持たせるよ
うにするものである。即ち、内燃機関を圧縮機として作
動させるようにするものである。なお、第８図には２サ
イクル機関における圧縮行程の終了時に圧縮空気を排出
した場のＰ −Ｖ線図を示し、第４図には同じく４サイ
クル機関のＰ−Ｖ線図を示し、この場合、給排気行程の
損失、一般にいうポンプ損失により２サイクル機関より
ブレーキ作用は大きくなる。
ク角度において、圧縮空気を排出させ、膨張行程におけ
る圧力を圧縮行程における圧力よりも低（して、負の仕
事を増大さセで、内燃機関自身に減速機能を持たせるよ
うにするものである。即ち、内燃機関を圧縮機として作
動させるようにするものである。なお、第８図には２サ
イクル機関における圧縮行程の終了時に圧縮空気を排出
した場のＰ −Ｖ線図を示し、第４図には同じく４サイ
クル機関のＰ−Ｖ線図を示し、この場合、給排気行程の
損失、一般にいうポンプ損失により２サイクル機関より
ブレーキ作用は大きくなる。
ところで、どの時点で圧縮空気を排出すれば、減速効果
が一番よいか、第５図〜第１０図に基づき検討する。ま
ず、減速効果の大小を具体的に表わすために、ディーゼ
ル機関性能シミュレーション手法を用いて、圧縮、排出
行程の計算を行ない、排出通路面積Ｆ、排出弁開時期θ
０の負の仕事（図示平均有効圧ΔＰｉＢ）に及ぼす影響
を検討した。第６図は排出通路面積Ｆを父更した場合の
Ｐ −Ｖ線図（Ｖ＝ｘ・行程体積）であり、Ｆ、／′Ｆ
。＝ １は計算対象機関の起動弁通路面積、Ｆ／Ｆ、
＝ ｔｏｏは排気弁通路面積、Ｆ／Ｆｏ＝１０はその中
間を表わすが、同一時期（Ａ、Ｔ、Ｄ、Ｃ，１ｏ°）に
開いた場合、Ｆ／Ｆｎ の大きい方がΔＰｉｎが大きい
ことは図より容易に理解出来、Ｆ／Ｆｏ＝ｉｏｏでは十
分なΔＰｉｎが得られるが、Ｆ／ＦＯ＝ １ではΔＰｉ
ａが小さく減速効果も少ない（第６図参照）。一方、排
出弁の開弁時期θ。によるΔＰｉＢ の変化を第７図及
び第８図に示すが、Ｆ／ＦＯ＝１００の例では、ΔＩ”
ｉｎがＴ、Ｄ、Ｃ，前約１０°で最大となっている。従
って、Ｆ／′Ｆｏが大きい場合はＴ、Ｄ、Ｃ。
が一番よいか、第５図〜第１０図に基づき検討する。ま
ず、減速効果の大小を具体的に表わすために、ディーゼ
ル機関性能シミュレーション手法を用いて、圧縮、排出
行程の計算を行ない、排出通路面積Ｆ、排出弁開時期θ
０の負の仕事（図示平均有効圧ΔＰｉＢ）に及ぼす影響
を検討した。第６図は排出通路面積Ｆを父更した場合の
Ｐ −Ｖ線図（Ｖ＝ｘ・行程体積）であり、Ｆ、／′Ｆ
。＝ １は計算対象機関の起動弁通路面積、Ｆ／Ｆ、
＝ ｔｏｏは排気弁通路面積、Ｆ／Ｆｏ＝１０はその中
間を表わすが、同一時期（Ａ、Ｔ、Ｄ、Ｃ，１ｏ°）に
開いた場合、Ｆ／Ｆｎ の大きい方がΔＰｉｎが大きい
ことは図より容易に理解出来、Ｆ／Ｆｏ＝ｉｏｏでは十
分なΔＰｉｎが得られるが、Ｆ／ＦＯ＝ １ではΔＰｉ
ａが小さく減速効果も少ない（第６図参照）。一方、排
出弁の開弁時期θ。によるΔＰｉＢ の変化を第７図及
び第８図に示すが、Ｆ／ＦＯ＝１００の例では、ΔＩ”
ｉｎがＴ、Ｄ、Ｃ，前約１０°で最大となっている。従
って、Ｆ／′Ｆｏが大きい場合はＴ、Ｄ、Ｃ。
近傍で開いても十分大きなΔＰｉＢを得ることが出来る
。
。
そこで、Ｆ／Ｆｏの小さい場合にΔＰｉｎをより大きく
する方策を得るために、排出弁開時期θ。を変更した。
する方策を得るために、排出弁開時期θ。を変更した。
第７図及び第８図より、θ。をＴ、Ｄ、Ｃ，后にしｔこ
場合、ΔＰｉｎが減少することは明らかであることから
θ０を′ｌ’、 Ｌ）、 Ｃ，前とした。Ｆ／ＦＯ＝
１ 、θ。＝−４５°〜θ°〜１０゜（Ａ、Ｔ、Ｄ、Ｃ
，）の場合を第９図及び第１０図に示す。図に示すよう
に、θ。によりΔＰｉｎが変化すると共に、Ｔ、Ｄ、Ｃ
，ｉｉ＋ ２５°近辺でΔＰｉａが極大となり、その値
もＦ／ｒ；ｏ＝ｔｏｏ 、θ。−２０°（第８図より）
の場合と同等である。
場合、ΔＰｉｎが減少することは明らかであることから
θ０を′ｌ’、 Ｌ）、 Ｃ，前とした。Ｆ／ＦＯ＝
１ 、θ。＝−４５°〜θ°〜１０゜（Ａ、Ｔ、Ｄ、Ｃ
，）の場合を第９図及び第１０図に示す。図に示すよう
に、θ。によりΔＰｉｎが変化すると共に、Ｔ、Ｄ、Ｃ
，ｉｉ＋ ２５°近辺でΔＰｉａが極大となり、その値
もＦ／ｒ；ｏ＝ｔｏｏ 、θ。−２０°（第８図より）
の場合と同等である。
これらのことから、Ｆ／Ｆｏが小さくともθ０により、
より大きなΔＰｉｎを得ることが可能であり、そのθ。
より大きなΔＰｉｎを得ることが可能であり、そのθ。
はＢ、Ｔ、Ｉ）、Ｃ，２５°近辺である。Ｔ、ｒ）、Ｃ
，時のθ０より排出圧力も低くなり、排出管等の耐圧性
も低くてよい利点がある。
，時のθ０より排出圧力も低くなり、排出管等の耐圧性
も低くてよい利点がある。
以下、実施例を第１１図〜第１８図に基づき説明する。
第１１図に示すものは近年開発されつつある電子油圧排
気弁駆動制御システムで、本発明の実施に使用される。
気弁駆動制御システムで、本発明の実施に使用される。
上記システムは、排気弁（１）を開閉させる油圧シリン
ダ（２）と、この油圧シリンダ（２）に油タンク（３）
から圧油を供給する油圧配管（４）と、この油圧配管（
４）途中に設けられた油圧ポンプ（５）、アキュムレー
タ（６）、及び切換弁（７）と、この切換弁（７）を制
御する制御器（８）とから構成されている。従って、切
換弁（７）が実線矢印（４）で示すように切換えられる
と、油圧シリンダ（２）内のピストン（９）を押し下げ
て排気弁（１）が開かれ、また切換弁（７）が破線矢印
（６）で示すように切換えられると、ピストン（９）を
押し上げて排気弁（１）が閉じられる。このシステムに
より、排気弁の開閉は、従来のクランク軸にカムを介し
て連動された機械駆動方式と異なり、任意の時期に排気
弁の開閉を行なうことができる。
ダ（２）と、この油圧シリンダ（２）に油タンク（３）
から圧油を供給する油圧配管（４）と、この油圧配管（
４）途中に設けられた油圧ポンプ（５）、アキュムレー
タ（６）、及び切換弁（７）と、この切換弁（７）を制
御する制御器（８）とから構成されている。従って、切
換弁（７）が実線矢印（４）で示すように切換えられる
と、油圧シリンダ（２）内のピストン（９）を押し下げ
て排気弁（１）が開かれ、また切換弁（７）が破線矢印
（６）で示すように切換えられると、ピストン（９）を
押し上げて排気弁（１）が閉じられる。このシステムに
より、排気弁の開閉は、従来のクランク軸にカムを介し
て連動された機械駆動方式と異なり、任意の時期に排気
弁の開閉を行なうことができる。
上記システムを用いた急速減速方法を以下に説明する。
まず、第１２図はユニフロー掃気式２サイクルデイーゼ
ル機関の通常運転時のＰ −Ｖ線図を示し、排気弁閉（
Ｅ、Ｃ，）から圧縮された空気に燃料（Ｆ’）が供給さ
れて爆発燃焼し、そして排気弁開（Ｅ、０．）まで膨張
し、そして掃気孔開（５，０，）と掃気孔開（Ｓ、Ｃ，
）との間で新しい空気を吸込んで次のサイクルに入るも
のである。この機関に上記システムを用いて、排気弁開
（Ｅ、Ｏ，）時期を上死点（Ｔ、Ｄ、Ｃ，）直後に行な
った場合（この時、燃料は供給しない）のＰ−Ｖ線図を
示すと第１３図のようになる。第１８図によると、排気
弁開（Ｅ、Ｏ，）位置からシリンダ内の圧縮空気は排出
され、ピストンの動きと共に圧力は降下し、負の仕事を
成して急速に減速が行なわれる。なお、シリンダ内圧力
はＡ点で初期圧力＜ ｉｇ、 ｃ、時圧力）に達するた
め、ピストンの動きに応じてＡ点から掃気孔開（Ｓ、０
．）までの間、排気弁が開いて排気管内のガスを吸引し
、シリンダ内を汚す恐れがあるため、第１４図に示すよ
うに、シリンダ内圧力が初期圧力に達する時点で排気弁
閉（Ｅ、Ｃ，）にすれば、上記欠点を解消できると共に
、負の仕事はΔＰｉ増大する。
ル機関の通常運転時のＰ −Ｖ線図を示し、排気弁閉（
Ｅ、Ｃ，）から圧縮された空気に燃料（Ｆ’）が供給さ
れて爆発燃焼し、そして排気弁開（Ｅ、０．）まで膨張
し、そして掃気孔開（５，０，）と掃気孔開（Ｓ、Ｃ，
）との間で新しい空気を吸込んで次のサイクルに入るも
のである。この機関に上記システムを用いて、排気弁開
（Ｅ、Ｏ，）時期を上死点（Ｔ、Ｄ、Ｃ，）直後に行な
った場合（この時、燃料は供給しない）のＰ−Ｖ線図を
示すと第１３図のようになる。第１８図によると、排気
弁開（Ｅ、Ｏ，）位置からシリンダ内の圧縮空気は排出
され、ピストンの動きと共に圧力は降下し、負の仕事を
成して急速に減速が行なわれる。なお、シリンダ内圧力
はＡ点で初期圧力＜ ｉｇ、 ｃ、時圧力）に達するた
め、ピストンの動きに応じてＡ点から掃気孔開（Ｓ、０
．）までの間、排気弁が開いて排気管内のガスを吸引し
、シリンダ内を汚す恐れがあるため、第１４図に示すよ
うに、シリンダ内圧力が初期圧力に達する時点で排気弁
閉（Ｅ、Ｃ，）にすれば、上記欠点を解消できると共に
、負の仕事はΔＰｉ増大する。
なお、第１５図は上死点（Ｔ、ｌ）、Ｃ，’）の少し後
で排気弁を開いた場合のＰ−Ｖ線図である。
で排気弁を開いた場合のＰ−Ｖ線図である。
ところで、上記実施例においては、２サイクル機関につ
いて示したが、４サイクル機関の場合も適用でき、また
この場合、吸気弁についても同様に、ピストンの上死点
位置又は直後において、吸気弁を開けば一層ブレーキ作
用が増大する。なお、第１６図は４サイクル機関におけ
る通常運転時の吸・排気弁の開閉時期を示すｐ−ｖ線図
を示し、また第１７図は上記４サイクル機関に本発明の
方法により減速する場自のＰ−Ｖ線図を示す。更に、第
１８図は吸気弁をも使用した場合のＰ−Ｖ線図を示し、
この場合、４サイクル機関は１回転毎に図に示すように
負の仕事を行なう。
いて示したが、４サイクル機関の場合も適用でき、また
この場合、吸気弁についても同様に、ピストンの上死点
位置又は直後において、吸気弁を開けば一層ブレーキ作
用が増大する。なお、第１６図は４サイクル機関におけ
る通常運転時の吸・排気弁の開閉時期を示すｐ−ｖ線図
を示し、また第１７図は上記４サイクル機関に本発明の
方法により減速する場自のＰ−Ｖ線図を示す。更に、第
１８図は吸気弁をも使用した場合のＰ−Ｖ線図を示し、
この場合、４サイクル機関は１回転毎に図に示すように
負の仕事を行なう。
また、上記実施例においては、圧縮空気を圧縮行程終了
時又はその直後に排出する場合について説明したが、前
述したように、圧縮行程終了直前において排出すれば減
速効果がさらに向上する。
時又はその直後に排出する場合について説明したが、前
述したように、圧縮行程終了直前において排出すれば減
速効果がさらに向上する。
第１図〜第４図は本発明の詳細な説明するｐ−ｖ線図、
第５図〜第１０図は減速効果を説明するグラフ図、１Ｔ
Ｓ１１図〜第１８図は本発明の詳細な説明する図で、第
１１図は排気弁の駆動システムを示す図、第１２図〜第
１８図は内燃機関のＰ−Ｖ線図である。 （１）・・・排気弁、（２）・・・油圧シリンダ、（４
）・・・油圧配管、（７）・・・切換弁、（８）・・・
制御器、（９）・・・ピストン代理人 森本義弘 第１ 図 第３１ 第４図 ン″ノンクδｉ員（ＶＪ
第５図〜第１０図は減速効果を説明するグラフ図、１Ｔ
Ｓ１１図〜第１８図は本発明の詳細な説明する図で、第
１１図は排気弁の駆動システムを示す図、第１２図〜第
１８図は内燃機関のＰ−Ｖ線図である。 （１）・・・排気弁、（２）・・・油圧シリンダ、（４
）・・・油圧配管、（７）・・・切換弁、（８）・・・
制御器、（９）・・・ピストン代理人 森本義弘 第１ 図 第３１ 第４図 ン″ノンクδｉ員（ＶＪ
Claims (1)
- ■、往復式圧縮内燃機関を停止させる際に、′Ｉ’、Ｌ
）、Ｃ前後のクランク角度において、シリンダ内の圧縮
空気を排気管内に排出させることを特徴とする内燃機関
の急速減速方法。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18545983A JPS6075724A (ja) | 1983-10-03 | 1983-10-03 | 内燃機関の急速減速方法 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18545983A JPS6075724A (ja) | 1983-10-03 | 1983-10-03 | 内燃機関の急速減速方法 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6075724A true JPS6075724A (ja) | 1985-04-30 |
Family
ID=16171155
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP18545983A Pending JPS6075724A (ja) | 1983-10-03 | 1983-10-03 | 内燃機関の急速減速方法 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6075724A (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP0737800A2 (de) * | 1995-04-14 | 1996-10-16 | Mercedes-Benz Ag | Vorrichtung zur Steuerung von in einem Zylinder einer Brennkraftmaschine komprimierten Luft mittels eines Dekompensationsventils |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS4861834A (ja) * | 1971-12-01 | 1973-08-29 |
-
1983
- 1983-10-03 JP JP18545983A patent/JPS6075724A/ja active Pending
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS4861834A (ja) * | 1971-12-01 | 1973-08-29 |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP0737800A2 (de) * | 1995-04-14 | 1996-10-16 | Mercedes-Benz Ag | Vorrichtung zur Steuerung von in einem Zylinder einer Brennkraftmaschine komprimierten Luft mittels eines Dekompensationsventils |
| EP0737800A3 (de) * | 1995-04-14 | 1997-03-26 | Daimler Benz Ag | Vorrichtung zur Steuerung von in einem Zylinder einer Brennkraftmaschine komprimierten Luft mittels eines Dekompensationsventils |
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