JPS6085209A

JPS6085209A - デイ−ゼル機関の弁駆動装置

Info

Publication number: JPS6085209A
Application number: JP58192629A
Authority: JP
Inventors: Shuichi Sato; 修一佐藤; So Kashima; 宗鹿嶌
Original assignee: Kawasaki Heavy Industries Ltd; Kawasaki Jukogyo KK
Current assignee: Kawasaki Heavy Industries Ltd; Kawasaki Motors Ltd
Priority date: 1983-10-17
Filing date: 1983-10-17
Publication date: 1985-05-14
Also published as: JPH0127244B2

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。

Description

【発明の詳細な説明】技術分野本発明は、ディーゼル機関の弁駆動装置、さらに詳細に
は油圧駆動力により、エンジンの燃焼室のガス交換を行
なうきのこ駄弁の開弁を行ない、弁ばねの反発力又は油
圧駆動力により閉弁を行なう弁駆動装置に関する。

従来技術ディーゼル機関のなす仕事は、第１図に示す如くシリン
ダ容積を横軸に、シリンダ内圧力を縦軸にとって描いた
サイクル閉曲線で囲まれた面積で表わされることはよく
知られている。第１図の排気過程における実線で示す理
論サイクル（ａ）に対して、実際のサイクルは鎖線（ｂ
）で示す如く下死点に向って圧力が漸減し、その閉曲線
面積は理論サイクルの閉曲線面積に比してΔＷｉだけ減
少する。

この面積はロス仕事であり、ディーゼル機関の熱効率の
改善にはΔＷｉを極力少なくすることが有効である。即
ち、排気過程でのサイクル線図を拡大して示す第２図に
おいて、破線（Ｃ）で示すように開弁速度を増大させる
ことが最も有効である。

ところが、一般にディーゼル機関の排気弁は、カムの回
転により、カム上を転勤するローラ、押弁方向に駆動さ
れ、弁ばねの力により閉弁する方向に駆動される機構に
なっている。したがって、′排気弁の４揚程曲線は基本
的にはカムのプ・　ロフイールに依存することになるが
、カムから排気弁迄の一連の駆動伝達部材の圧接係合が
外れて弁のおどりを生じないようにするために、カムに
よる被駆動部、すなわちローラかも排気弁までの機械的
結合部材の質量と加速度の積が、排気弁の弁ばねによる
力よりも小さくなるように加速度を選ばねばならないの
で、カムプロフィールの曲率、の変化は非常になだらか
なものとならざるを得す、弁揚程曲線は第３図に実線（
ｄ）で示す如くなり、開弁速度を速くした破線で示す（
ｅ）の如くすることは・　出来ない。

上述の如く、被駆動部材の慣性力に拘束されることが比
較的少ない排気弁駆動機構として、カムによりプランジ
ャーを押して密封容器中に封入された作動油を圧縮し、
その圧力でピストンを押し゛　て排気弁を駆動するカム
、プランジャ式油圧駆動機構や、あるいは別置きの油圧
源から供給される圧油を電磁切換弁又はカム等を介して
機関の運動と同期させて切換える切換弁を介してシリン
ダに供給しピストンを押して排気弁を開弁し、弁ばねに
よって閉弁するようにした油圧駆動装置がある。

しかしながら、これらの油圧駆動装置の場合も、排気弁
の開弁速度を増大させるには、ピストンの受圧面積とス
トロークの積、すなわち排開量に相当する量の圧油を非
常に短時間のうちにシリンダに供給する必要があるので
、単位時間当りのプランジャ又は油圧ポンプの吐出流量
、切換弁の通過流量を増大させねばならないために油圧
供給装置が大型になると云う問題がある。すなわち、カ
ムプランジャ方式の場合はプランジャ径が増大し、慣性
質量が増大するので、カムプロフィールの設計上、加速
度を太き（とれず、したがって開弁速度を、第３図の曲
線（ｅ）の如く大きくできない。

また、別置油圧源による排気弁駆動装置では、一般に第
４図に示す如く、油圧シリンダ１は機関のシリンダヘッ
ド１２に結合されており、駆動ピストン２は弁ばね１６
により閉弁方向に付勢され□　た排気弁１３の弁棒１４
の先端と圧接係合している。３ポート切換弁６によりシ
リンダケーシング３とピストン２で囲まれた圧力室１９
に圧油供給装置２８で発生した圧油を供給することによ
り、弁ばね１６の力及び排気弁１３の弁がさ１５の下面
に作用する燃焼室１８のシリンダ内圧Ｐによる力に抗し
てピストン２を押し進め、第５図に示す如く排気弁１３
を開き、燃焼室１８内の燃焼済みの排気ガスを排気通路
１７を経てエンジン外へ排出する。そして一定期間後、
切換弁６を切換えて油圧シリンダ１の圧力室１９を導管
７、戻り導管９を経てタンク１１に開放することにより
、ピストン２は弁ばね１６の力により上昇して排気弁１
３は閉鎖する。

なお、図中の４．５は油通路、８は加圧導管、１０は導
管であって、通路５及び導管１ｏは駆動ピストン２の移
動を容易にするとともに、漏洩油の排出を行なうための
ものである。又り、はピストン２のストローク、ひいて
は排気弁１３の開弁ストロークになる。

上記の別置油圧源による排気弁油圧駆動装置においては
駆動ピストン２の変位速度■は、圧力室１９内への圧油
の単位時間あたりの供給流量Ｑと駆動ピストン２の受圧
面積Ａによってきまり■＝Ｑ／Ａであられされる。

また駆動ピストン２の油圧駆動力Ｆは、供給圧油の圧力
Ｐ１と駆動ピストン２の受圧面積Ａによってきまり、Ｆ
＝Ｐ、ＸＡであられされる。

一方、油圧ポンプ、タンク、こし器、アキュームレータ
、圧力調整弁、導管、各種弁類等から成る圧油供給設備
は通常、単位時間あたり一定の流量で圧油を供給し、管
路系内の圧力が一定値になるよう圧力調整弁で調整され
ており、管路系内の圧力変動を吸収するようアキューム
レータが配設される。

このような圧油供給設備の圧油供給能力Ｒは供給圧Ｐ１
　と単位時間あたりの供給量Ｑの積Ｒ＝　Ｐ１×Ｑで代
表される。

したがって駆動ピストン２の変位速度■、すなわち排気
弁の開弁速度はＶ　＝　Ｒ／Ｐ１Ａ　＝　Ｒ／Ｆであら
れされ油圧源の圧油供給能力Ｒが大きいほど、また排気
弁を駆動するに要する力Ｆが小さいほど、開弁速度は大
きくなる。

排気弁１３に作用するシリンダ内圧による力は、開弁時
にはその時の燃焼室１８のシリンダ内圧Ｐに弁がさ１５
の面積を乗じた積であるが、開弁後は燃焼室１８と排気
通路１７とが連通して弁がさの上下面の圧力が均圧する
ので、はｇ弁棒１４の断面積とシリンダ内圧の積となる
。しかも排気の排出に伴いシリンダ内圧自体も急速に低
下するので、ガスによる力は開弁開始時に較べてはるか
に小さくなる。

このように、排気弁の開弁に必要な力は、開弁開始時は
はｇシリンダ内圧による力により、開弁後ははｇ１排気
弁の開弁ストロークに比例する弁ばね力によって決まる
。後者は前者に比して通常はるかに小さく、駆動部の慣
性質量の大きな従来のカム駆動の場合でも１／３以下で
あり、駆動部の慣性質量を小さくできる油圧駆動の場合
にはさらに小さくなる。一方、排気弁の開弁時のシリン
ダ内圧は、例えばエンジンのターボコンパウンド化のよ
うに排気ガスのエネルギーを有効利用してエンジンの高
性能化をはかるために高くなる傾向にあり、開弁時には
さらに大きな駆動力が必要となる。

したがって駆動ピストン２の受圧面積はシリンダ内圧に
よる力に抗して排気弁１３を開弁させるに足るよう設定
される。ところが上述のように開弁後は排気弁の開弁ス
トロークを進めるに必要な駆動力は非常に小さくなるた
め、第４図に示すとと（駆動ピストン２の受圧面積が駆
動ピストンの全ストロークｈ１にわたって一定である従
来の油圧駆動式排気弁駆動装置では、圧力室１９内の圧
力Ｐ１が急激に低下する。一方、圧油の供給数（ｉｉｉ
ｉは管路系内の圧力を一定に保つようその供給能力が設
定されており、管路系の一部である圧力室１９での圧力
の低下を直ちに回復するよう作用する。

そのため管路系内に大きな圧力脈動を発生させると共に
、供給能力が十分てないと圧力の回復に時間を要し、管
路系内全体の圧力を低下させることにもなる。

エンジンは通常、複数の燃焼シリンダから成り、油圧駆
動の場合、圧油供給設備は各シリンダで共用されるから
管路系は各シリンダの排気弁駆動装　・置に連通してお
り、個々のシリンダで発生する圧力脈動や圧力の低下は
互いに他のシリンダでの油圧駆動を不安定にさせるばか
りでなく、管路系に集積されてエンジン全体の排気弁油
圧制御システムの機能を損なうことになる。

したがって圧油の供給能力Ｒは圧力室１９内の圧力が油
圧源から供給される圧油の圧力Ｐ１に保持されるよう設
定される必要があり、開弁後の排気弁の必要駆動力の低
下による駆動ピストン２の変位速度の増大に伴う圧力室
１９の容積増大を補充するに足るよう供給流量を増大さ
せる必要がある。

そのため、圧油供給設備は不必要に大きな供給能力を要
求されて設備が大型化し製作費用がかさむ。

また十分供給能力の大きな圧油供給設備が得られたとし
ても、それを運転さぜるために電力消費が多（なるばか
りでなく油圧駆動力が排気弁の必要部動力よりもはるか
に大きいため排気弁の全ストローク移動完了時の衝撃力
が大きく駆動装置や排気弁の寿命を著しく損なうという
整置がある。

さらに衝撃を緩和させるために弁ばねのばね定数を太き
（することは弁ばねが大型化し、寸法的に制約の多いシ
リンダヘッドに大きな格納スペースを配設しなければな
らないという問題があるばかりでな（、排気弁１３の開
弁速度の低下をも招来する。

目　的本発明は、従来の油圧駆動式排気弁駆動装置の上述の問
題点を解決した、圧油の供給量の著しい増大を招くこと
なく、ひいては圧油の供給設備を大型化させることな（
、弁の開弁速度を増大させることの出来るディーゼル機
関弁油圧駆動装置を提供することを目的とする。

構成上記の問題点を解決する本発明の弁駆動装置は機関のシ
リンダヘッドに固定された油圧シリンダのシリンダボア
に摺動自在に嵌合し、圧油の圧力径ピストンに同心的に
穿設され、かつ前記シリンダボアの圧力室に連通ずる圧
力室が形成される小°　径シリンダボアに摺動自在に嵌
合する小径ピストンとを有して成り、上記小径ピストン
は連結棒を介して閉弁手段により閉鎖方向に付勢される
弁に係合し、かつ大径ピストンに設けられた抑圧部によ
り大径ピストンが開弁方向に移動するとき同方向に押さ
れて連行され、前記シリンダケーシングには大径ピスト
ンのストロークを開弁行程の途中で停止する如く制限す
るストッパが設けられており、小径ピストンは弁の全行
程を移動可能となっていることを特徴としており、この
構成により、駆動ピストン２の可動部分の圧油の受圧面
積を、弁に作用するガス力の大きな開弁初期には大きく
し、その後の弁開状態では小さくすることができ、圧油
の供給流量を著しく増大させることな（、ひいては圧油
の供給設備を大型化させることな（、弁の急開が達成さ
れる。

“　以下・本発明を図に示す実施例にもとずし・て詳細
に説明する。

第６図及び第７図は夫々本発明を排気弁駆動装置に適用
した実施例の排気弁閉鎖時の状態及び排気弁全開時の状
態を示す。弁ばね１６、排気弁１３は前記の第４図及び
第５図に示した従来の装置の例と同じであるから図示は
省略されている。又、切換弁６、圧油供給装置２ε、タ
ンク１１の接続も前記の従来の装置の例と同様である。

しかし、この実施例では、駆動ピストンは、大径ピスト
ン２１と小径ピストン２２かも成り、大径ピストン２１
はシリンダケーシング２０のシリンダボアに摺動自在に
嵌合し、小径ピストン２２は大径ピストン２１に同心的
に穿設された小径シリンダボアに摺動自在に嵌合し、そ
の上端面に圧油が作用するように大径ピストン２１には
通路２７が穿設されている。小径ピストン２２の下端面
は排気弁の弁ばね１６により常時閉弁方向に付勢されて
いる排気弁の弁棒１４の上端に圧接係合している。小径
ピストン２２には、該ピストンが所定のストロークｈ１
を超えて変位しないように、シリンダヘッド１２に固定
された座３０と相対距離を有するストッパ２９が配設さ
れている。

ケーシング２０には大径ピストン２１に対する圧力室２
５及び前記の通路２７を介して小径ピストン２２に対す
る圧力室２６に圧油を供給及び解放する通路４が上端に
設けられている他、大径ピストンのストロークｈ２を規
制するため大径ピストン２２に段差として設けられた、
座面３２が当接する座面３３が設けられている。

ケーシング２０には、大径ピストン２１の移動を容易に
するためと、ケーシング２０と大径ピストン２１０間隙
及び小径ボアと小径ピストン２２の間隙を通って漏洩し
たドレン油を排出するための通路２３．２４が穿設され
ており導管１０を介してタンク１１に開放している。

この装置は以上の如（構成されているので、切換弁６が
第７図に示す如く、加圧導管８と導管７とが連通ずる位
置に切換えられると、圧油供給装置２−百で発生した圧
油は通路４を通って油圧シリンダ１の圧力室２５に流入
する。圧油は同時に通路２７を通って小径シリンダ２２
の上端面（（作用するが、その駆動力は排気弁１３の弁
がさ下面に作用するガス力に打ち勝つだけの力がないの
で、小径ピストン２２は大径ピストン２１に対して相対
変位せず、大径ピストン２１が圧力室２５に流入した圧
油によりガス力と弁ばね力に抗して押し下げられると、
大径ピストン２１の内部座面３１が小径ピストン２２の
上端面を押圧して、小径ピストン２２は大径ピストン２
１と一体となって下方に移動し、排気弁１３を開弁する
。排気弁１３　・が開弁すると、燃焼室１８（第４図、
第５図と同様であり、第６図、第７図には図示せず）は
排気通路１７と連通して排気弁１３に作用するガス力が
急激に減少する。したがって、大径ピストン２１がｈ２
のストロークを変位して座面３２がシリンダに設けられ
た座面３３に当接して停止した後も小径ピストン２２は
その上部の圧力室２６内に流入する圧油の圧力が排気弁
１３に作用するガス力と弁ばね力に打勝って下降し、ス
トッパ２９が機関　・のシリンダヘッドに設けられた座
３０に当接して停止し、第７図に示す弁全開状態に到っ
て、圧力室２６にはＰｌの圧力が保持される。下降した
位置にある大径ピストン２１に対する小径ピストン２２
のストロークｈ５は前記のｈ２との和が所定の排気弁の
ストロークｈ１になるように設定される。なお、ストロ
ークｈ２の大きさは、圧力室２５、通路２７、圧力室２
６の圧油の圧力が低下して小径ピストン２２の動きが不
安定にならないように必要層／」ぐ限に選ばれる。また
、大径ピストン２１がストロークｈ２を変位し切った後
、座面３２，３３には大きな油圧力が作用しつｇけるの
で、通路２３に適当な絞り（図示せず）を設けるか、あ
るいは座面３２又は３３に溝（図示せず）を設けて着座
時の衝撃緩和や接触面の油膜切れ防止をはかるのがよ〜
・。

所定時間、開弁状態を保持した後、切換弁６を変位させ
て、導管７を戻り導管９に連通させると、圧力室２５，
２６はタンク１１に開放されるので、弁ばね１６のばね
力により排気弁１３及び小径ピストン２２は上方に移動
し、ストロークｈ３だけ移動して小径ピストン２２の上
端面が大径ピストン２１０座面３１に当接すると、小径
ピストン２２は大径ピストン２１を押し上げ、ｈ２のス
トロークを移動し第６図に示す状態に到り、排気弁１３
を閉弁して燃焼室１８と排気通路１７を遮断する。

上記の閉弁動作中の排気弁１３の速度を制限する必要が
ある場合は、戻り導管９に適切な紋り３４を設けること
ができる。また排気弁１３のオーバーシュートを防止す
るために、弁棒１４にストッパ（図示せず）を設けるの
がよい。

小径ピストン２２の直径Ｄ２および弁ばね１６のばね定
数は、圧力室２６への圧油の供給流量との関連において
、小径ピストン２２の開弁移動中に排気弁１３が小径ピ
ストン２２と一体となって動くこと、ストッパ２９が座
３０に当接する際の衝撃力が過大にならないこと、弁ば
ね１６のばね力が排気弁１３の閉弁動作を十分短い時間
にはｇ完了させるに足るだけの大きさであること等の条
件を配慮して選定される。

上記の如く構成された実施例では、排気弁１３の開弁に
要する圧油の供給量は、大径ピストンの直径をＤｉ、小
径ピストンの直径をＤ２とすればｒ二０．３２５となり
、圧油、の量をはｇ１／３　にも減少させることができ
る。

圧油の所要供給量が太ｉに減少することにより、非常に
短時間のうちに圧油を供給するに際して問題となる単位
時間あたりの油圧源の供給流量、切換弁の通過流量や圧
力・流量補償のためのアキュムレータの蓄圧容量等を左
程増加させることなく、油圧駆動による排気弁の急開を
達成することが可能となる。

上記の実施例では弁を閉じる作用を行なう弁ばねとして
機械的なコイルばねを使用した構成としたが、弁ばねは
必らずしも機械的なばねに限定されるものではな（、密
閉シリンダ中に圧縮気体を封入し、シリンダ中をピスト
ンが移動して気体の容積が変化するとボイルシャールの
法則に基いて容積に反比例した圧力が発生しばね作用を
行なう気体ばね（空気ばね）を弁ばねとして使用するこ
とも可能である。

さらに、閉弁作用を弁ばねによらずに、油圧駆動によっ
て行なうことも可能である。その実施例を第８図に基い
て説明する。第８図は弁閉状態を示しており、開弁用の
油圧シリンダ１の構成は第６．７図で説明した前記実施
例と同じであるから同じ部材に対しては同じ符号を付し
、改めて説明することを省略する。

この実施例では、前の実施例における弁ばね１６の代り
に、弁棒１４を囲んでエンジンのシリンダヘッド１２内
に油圧シリンダ室４０が設けられており、弁棒１４の一
部４１は他の部分より直径が大きくされており、油圧シ
リンダ室の内径に嵌合してピストンの役目をしている。

油圧シリンダ室の上端は導管４２を介してタンク１１に
開放される導管１０に接続されている。一方、油圧シリ
ンダ室の下端には導管４３が接続されている。油圧切換
弁６′は前記の実施例と異なり、４ポート切換・　弁と
なっており、第８図に示す切換位置で、上記導管４３を
圧油供給装置２８に接続し、開弁用油圧シリンダ１の圧
力室２５．２６に接続された導管７をタンク１１に開放
する導管９に接続するようになっている。

開弁時、切換弁６′をもう１つの位置に切換えると、導
管４３はタンク１１に開放する導管９に接続され、導管
７は油圧源２８に接続される。

したがって、開弁状態では前記実施例と同様、最初は大
径ピストン２７と小径ピストン２２が一体に動いて大き
な力で弁を開き、弁がある程度間いた後は小径ピストン
のみによって弁を所定の開度逸聞（。開弁時、弁棒１４
が下方に移動するに従い、弁棒１４に設けられたピスト
ン部４１が移動し、シリンダ室４０のそれより下部の圧
力室の油を導管４３を経てタンク１１へ排出し、ピスト
ン部４１より上方のシリンダ室内は導管１０，４２を経
てタンク１１のところで大気に開放されているので閉弁
用油圧シリンダ４０は、開弁動作に対して抵抗を与える
ことはない。

一方、第８図に示す閉弁時の状態では、シリンダ室４０
のピストン部４１の下側の部分には油圧源２８より切換
弁６′導管４３を経て圧油が供給され、ピストン４１を
上方に押圧する。このとき油圧シリンダ１の圧力室２５
，２６はタンク１１に開放されているから弁棒１４は容
易に上方に移動し、弁を閉じることができる。

この実施例においても、戻り配管９に絞り３４を設ける
ことにより排油の速度を制限することができる。

なお、油圧切換弁として第８図の例では４ボート切換弁
を使用したが、その替りに３ポ一ト切換弁２個を第９図
に示す如く接続して使用しても同じ作用をさせることが
できる。

以上の説明では、排気弁を対象として記述したが、この
発明の弁駆動装置はそのま〜４サイクル機関の給気弁の
駆動装置にも適用することが出来、排気弁、給気弁の両
方を油圧駆動とすることにより、揺れ腕（ロッカーアー
ム）等の機械的な動弁機構を省略することができる。

効果以上の如く、本発明によれば、油圧源の供給流量、切換
弁の通過流量や油圧源の圧力、流量補償のためのアキュ
ムレータ蓄圧容量等を著しく増加させることなく、ひい
ては、圧油の供給設備を大型化させることなく油圧駆動
による弁の安定した急開が可能となるので、それだけ少
ない費用で機′　関の熱効率の向上に効果が得られる。

【図面の簡単な説明】

第１図はディーゼル機関のサイクル線図の一例、第２図
は排気過程でのサイクル線図の拡大図、第３図は排気弁
の弁揚程線図の一例、第４図及Ｏ・第５図は夫々従来の
油圧駆動排気弁駆動装置の一例の閉弁状態及び開弁状態
の構成と作動を説明する縦断面図、第６図及び第７図は
夫々本発明の実施例の閉弁状態及び開弁状態を示す構成
と作動を説明する縦断面図、第８図は本発明の他の実施
例の閉弁状態を示す縦断面図、第９図はその油圧切換弁
の変形実施例を示す図式図である。１・・・駆動部（油圧シリンダ）、６・・・切換弁９・
・・戻り導管　１２・・・シリンダヘッド１３・・・排
気弁（弁）　１４・・・弁棒（連結棒）１６・・・弁ば
ね　２０・・・ケーシング２１・・・大径ピストン　２
２・・・小径ピストン２５．２６・・・圧力室　２９・
・・ストッパ３０・・・座　３１・・・内部座面（抑圧
部）ｈｌ・・・排気弁行程　ｈ２・・・大径ピストン行
程６補正の対象明細書添付図面７、補正の内容添付図面の第９図を別紙と差し替える。第９図

Claims

【特許請求の範囲】

（１）　油圧シリンダにより弁を開き、閉弁手段により
該弁を閉じる、ディーゼルエンジンの燃焼室のガス交換
を行なうきのこ駄弁の駆動装置において、油圧シリンダ
はシリンダケーシングと、該シリンダケーシングのシリ
ンダボアに摺動自在に嵌合し、圧油の圧力により開弁方
向に移動する大径ピストンと、大径ピストンに同心的に
穿設され、かつ前記のシリンダボアの圧力室に連通ずる
圧力室が形成される小径シリンダボアに摺動自在に嵌合
する小径ピストンとを有して成り、上記小径ピストンは
連結棒を介して閉弁手段により閉弁方向に付勢される弁
と係合し、かつ大径ビストノに設けられた抑圧部により
該大径ピストンが開弁方向に移動する時同方向に押され
て連行され、前記シリンダケーシングには太径ピストン
の行程を弁の開弁行程の途中で停止する如く制限するス
トッパが設けられ、上記小径ピストンは弁の全行程を移
動可能となっていることを特徴とする弁駆動装置。
（２）上記の油圧シリンダを制御する方向切換弁からの
戻り導管に絞りを配設したことを特徴とする特許請求の
範囲第１項に記載のディーゼル機関の弁駆動装置。
（３）　上記の閉弁手段がコイルばねであることを特徴
とする特許請求の範囲第１項乃至第２項に記載の弁駆動
装置。
（４）上記の閉弁手段が空気ばねであることを特徴とす
る特許請求の範囲第１項乃至第２項に記載の弁駆動装置
。
（５）上記の閉弁手段が油圧駆動手段であることを特徴
とする特許請求の範囲第１項乃至第２項に記載の弁駆動
装置。