WO2015104907A1 - 排気弁駆動装置およびこれを備えた内燃機関 - Google Patents

排気弁駆動装置およびこれを備えた内燃機関 Download PDF

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pressure
air
plunger
hydraulic
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French (fr)
Inventor
石田　裕幸
村田　聡
Original Assignee
三菱重工業株式会社
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    • 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
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/10—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic
    • F01L9/11—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic in which the action of a cam is being transmitted to a valve by a liquid column
    • F01L9/12—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic in which the action of a cam is being transmitted to a valve by a liquid column with a liquid chamber between a piston actuated by a cam and a piston acting on a valve stem
    • F01L9/14—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic in which the action of a cam is being transmitted to a valve by a liquid column with a liquid chamber between a piston actuated by a cam and a piston acting on a valve stem the volume of the chamber being variable, e.g. for varying the lift or the timing of a valve
    • 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
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/02—Valve drive
    • 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
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/46—Component parts, details, or accessories, not provided for in preceding subgroups
    • F01L1/462—Valve return spring arrangements
    • F01L1/465—Pneumatic arrangements

Definitions

  • the present invention relates to a mechanical exhaust valve drive device driven by a cam and an internal combustion engine provided with the same.
  • a marine diesel engine which is a low-speed two-stroke cycle diesel engine, uses a hydraulic mechanism to drive an exhaust valve.
  • an engine of an electronic control system that uses a solenoid valve for hydraulic control of the hydraulic mechanism, the opening and closing timing of the exhaust valve is controlled to be optimum according to the operation load.
  • the mechanical engine is a cam hydraulic drive system in which the exhaust valve actuator is operated according to the pressure change of the hydraulic pressure generated by the cam driven plunger, the open / close timing of the exhaust valve depends on the cam profile Because it is difficult to change while driving.
  • the amount of hydraulic oil introduced to the exhaust valve actuator by removing the hydraulic oil from the hydraulic pipe that supplies the hydraulic oil to the exhaust valve actuator that drives the exhaust valve to the buffer tank.
  • the structure which supplies high-pressure hydraulic fluid from pressurized oil source separately provided with respect to the hydraulic fluid pipe which supplies hydraulic fluid to the exhaust valve actuator which drives an exhaust valve is employ
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and an exhaust valve drive device capable of adjusting the opening / closing timing of the exhaust valve without directly controlling the hydraulic oil in the hydraulic pipe, and an internal combustion provided with the same. Provide an institution.
  • an exhaust valve drive of the present invention and an internal combustion engine provided with the same adopt the following means.
  • an actuator for operating an exhaust valve of an internal combustion engine a hydraulic path supplying hydraulic fluid to the actuator, a plunger connected to the hydraulic path, and a cylinder accommodating the plunger.
  • the exhaust valve drive apparatus according to the present invention is an exhaust valve drive apparatus provided with pressure changing means for changing the supply pressure of the compressible fluid supplied to the pressing means.
  • the exhaust valve is opened and closed according to the reciprocation of the plunger driven by the operation of the cam.
  • the opening / closing timing of the exhaust valve can be changed by adjusting the pressing force by the pressure changing unit that changes the supply pressure of the fluid. For example, when the supply pressure of the fluid is increased to increase the pressing force, the pressing force acts as a reaction force in a stroke in which the plunger pressurizes the hydraulic oil and opens the exhaust valve, whereby the timing of opening the exhaust valve can be delayed.
  • the exhaust valve closing timing can be advanced because it is biased by the pressing force.
  • the fluid it is preferable to use a compressible fluid such as air or nitrogen, and use the compression reaction force of the compressible fluid.
  • the pressing means is typically configured to press the valve stem of the exhaust valve, it may be configured to press an actuator connected to the valve stem of the exhaust valve.
  • the pressure changing means may be configured to increase the supply pressure of the fluid as the load on the internal combustion engine decreases.
  • the time for gas exchange can be sufficiently taken because the rotational speed of the internal combustion engine is low.
  • the in-cylinder pressure after combustion can be maintained without decreasing by the time that the opening timing is delayed, so the cylinder maintained at the in-cylinder pressure after this combustion More axial torque can be extracted from the internal gas, and the fuel consumption rate is further improved.
  • an actuator for operating an exhaust valve of an internal combustion engine, a hydraulic path supplying hydraulic fluid to the actuator, a plunger connected to the hydraulic path, and a cylinder accommodating the plunger.
  • the pressing means receives a pressure from the fluid and transmits a pressing force to the exhaust valve, and a pressure receiving area changing means capable of changing a pressure receiving area of the pressure receiving member.
  • an exhaust valve drive device for operating an exhaust valve of an internal combustion engine, a hydraulic path supplying hydraulic fluid to the actuator, a plunger connected to the hydraulic path, and a cylinder accommodating the plunger.
  • the actuator is operated by the hydraulic fluid pressurized by the plunger to operate the exhaust valve
  • the pressing means receives a pressure from the fluid and transmits a pressing force to the exhaust valve, and a pressure receiving area changing means capable of changing a pressure receiving
  • the exhaust valve is opened and closed according to the reciprocation of the plunger driven by the operation of the cam.
  • the opening / closing timing of the exhaust valve can be changed by adjusting the pressing force so that the pressure receiving area of the pressure receiving member of the pressing means can be changed. For example, when the pressure receiving area is increased to increase the compression reaction force, the pressing force by the fluid acts as a reaction force to delay the opening timing of the exhaust valve in the stroke where the plunger pressurizes the hydraulic oil to open the exhaust valve. it can.
  • the exhaust valve closing timing can be advanced because it is biased by the pressing force by the fluid.
  • a compressible fluid such as air or nitrogen, and use the compression reaction force of the compressible fluid.
  • the pressure receiving area changing means may be configured to increase the pressure receiving area as the load on the internal combustion engine decreases.
  • the pressure receiving area When the pressure receiving area is controlled to be large, the pressing force by the fluid is large, and the timing at which the exhaust valve is closed is advanced. The earlier the exhaust valve is closed, the larger the amount of air sealed in the combustion chamber when the exhaust valve is closed, so the amount of new air to be compressed becomes larger and the compression pressure and combustion pressure of the internal combustion engine become higher. . Therefore, by controlling the supply pressure to increase as the load on the internal combustion engine decreases, the combustion improvement of the internal combustion engine is performed even at a low load, and the fuel consumption rate is improved. In addition, if the pressure receiving area is controlled to be large and the exhaust valve opening timing is delayed, there is a possibility that the time for performing the gas exchange between the combustion gas and the fresh air in the cylinder may become short, but the load decreases.
  • the pressing means may have a plurality of the pressure receiving members, and the pressure receiving area changing means may change the number of pressure receiving members transmitting the pressing force to the exhaust valve. Good.
  • the pressure receiving area can be changed by changing the number of pressure receiving members that apply a compression reaction force to the exhaust valve. Thereby, the opening / closing timing of the exhaust valve can be arbitrarily changed.
  • an exhaust valve drive apparatus according to any one of the above, the exhaust valve driven by the exhaust valve drive apparatus, and a combustion chamber accommodating the exhaust valve. It is an internal combustion engine.
  • FIG. 1 shows an exhaust valve drive device 1 according to a first embodiment.
  • the exhaust valve drive device 1 is provided in a diesel engine (internal combustion engine) for a ship main engine.
  • a diesel engine for ship's main engine (hereinafter referred to as “diesel engine”) is, for example, a low-speed two-stroke cycle engine, and employs a uniflow type which scavenges in one direction so as to supply air from below and exhaust upward. ing.
  • the output from the diesel engine is directly or indirectly connected to the screw propeller via a propeller shaft (not shown).
  • the exhaust valve drive device 1 includes an exhaust valve 5 for opening and closing an exhaust passage formed in the cylinder cover 3, a piston (actuator) 7 for driving the exhaust valve 5, and an air spring. , A hydraulic path 9 for supplying hydraulic fluid to the piston 7, a plunger 11 connected to the hydraulic path 9, and a cam 13 for reciprocating the plunger 11.
  • the piston 7 is connected to a shaft portion 5 a of the exhaust valve 5 extending in the vertical direction, and reciprocates in the first cylinder 15 in the vertical direction.
  • One end 9 a of the hydraulic path 9 is connected to the hydraulic chamber 17 formed by the first cylinder 15 and the piston 7.
  • the air spring portion 6 includes an air cylinder 8 in which air (compressible fluid) is stored, and an air piston 10.
  • An air supply path 12 is connected to the air cylinder 8.
  • the air supply path 12 is provided with a check valve 14, and a buffer tank 16 and an air compressor (pressure changing means) 18 are provided upstream thereof.
  • the air pressurized by the air compressor 18 is accumulated in the buffer tank 16, and the air in the buffer tank 16 is supplied to the air cylinder 8 via the check valve 14.
  • the air pressure in the air cylinder 8 is determined by the pressure in the buffer tank 16, and the pressure in the buffer tank 16 is determined by an air compressor 18 controlled by a control unit (not shown).
  • the air stored in the air cylinder 8 is prevented from flowing backward to the buffer tank 16 side by the check valve 14.
  • the check valve 14 forms a closed space of the air cylinder 8 and forms an air spring (air spring) using the compressibility of air.
  • the air piston 10 is fixed directly or indirectly to the shaft 5 a of the exhaust valve 5 so that the air pressure applied to the air piston 10 acts on the exhaust valve 5.
  • the exhaust valve 5 is pressed upward in FIG. 1, that is, toward the first cylinder 15.
  • An orifice path 19 branched from the first branch point 9 b is connected to the hydraulic path 9.
  • the orifice path 19 is provided with an orifice 21 which is a fixed throttle.
  • a predetermined amount of hydraulic oil is discharged from the orifice 21 to the outside of the hydraulic path 9 when the pressure in the hydraulic path 9 becomes equal to or higher than the predetermined value.
  • a predetermined amount of hydraulic oil is discharged to the outside of the hydraulic path 9 at the time of pressurization by the plunger 11 and the amount of oil remaining in the hydraulic path 9 at the time of pressure reduction by the plunger 11 is reduced. Is held upward (exhaust valve closing direction) compared to the time of pressurization.
  • a low pressure hydraulic oil supply path 23 branched from the second branch point 9 c is connected to the hydraulic path 9.
  • An oil pressure serving as a base used when opening and closing the exhaust valve 5 is supplied to the low pressure hydraulic oil supply path 23 from a low pressure hydraulic oil source (not shown).
  • the low pressure hydraulic oil supply path 23 is provided with a check valve 25.
  • the hydraulic pressure in the hydraulic pressure path 9 becomes lower than a predetermined value, the hydraulic oil of a shortage is supplied from the low pressure hydraulic oil supply path 23. It has become so.
  • the base hydraulic pressure which is the minimum hydraulic pressure shown in FIG. 2 (b)
  • the check valve 25 is kept closed when the pressure in the hydraulic pressure passage 9 is equal to or more than a predetermined value. That is, the check valve 25 is closed in the pressure stroke by the plunger 11.
  • the plunger 11 reciprocates in the second cylinder 27 in the vertical direction.
  • the other end 9 d of the hydraulic path 9 is connected to a pressure chamber (pressure space) 29 formed by the second cylinder 27 and the plunger 11.
  • a connecting shaft 35 is attached to the lower portion of the plunger 11, and a cam roller 37 is provided at the lower end of the connecting shaft 35.
  • the cam roller 37 rolls on the outer peripheral surface or profile of the lower cam 13.
  • the cam 13 is fixed to the cam shaft 39 and rotates with the cam shaft 39.
  • the camshaft 39 rotates in synchronization with the crankshaft of the diesel engine.
  • Air pressure When the air pressure in the air cylinder 8 is relatively low, it is mainly used when the load of the diesel engine is high.
  • the pressure in the air cylinder 8 is determined by an air compressor 18 controlled by a control unit (not shown).
  • the lift amount of the cam 13 is shown in (a), the operating oil pressure in the hydraulic path 9 in (b), the air spring pressure which is the pressure in the air cylinder 8 in (c), and The lift amount is indicated.
  • the air pressure when relatively low, it is indicated by a solid line.
  • the exhaust valve lift amount increases, the air spring pressure increases as the air piston 10 moves downward and the volume in the air cylinder 8 decreases. After the exhaust valve lift amount reaches the maximum value at time t3, the lift amount is maintained for a predetermined period. Then, during the period up to time t5 in which the plunger 11 is maintained at the top dead center in accordance with the profile of the cam 13, the exhaust valve lift amount is also maintained at maximum, and the exhaust valve 5 is kept open.
  • the air pressure in the air cylinder 8 when the air pressure in the air cylinder 8 is relatively high, the time at which the exhaust valve 5 opens becomes later than when the air pressure is relatively low. This increases the air pressure in the air cylinder 8 to increase the compression reaction force by the air spring, and the plunger 11 pressurizes the hydraulic oil to open the exhaust valve 5, the pressing force by the increased compression reaction force is It is because it acts as a larger reaction force. This can also be understood from the fact that the air spring pressure is greater at the broken line (higher air pressure) than at the solid line (low air pressure), as shown in FIG. 2 (c). After the exhaust valve lift amount reaches the maximum value at time t3 ', the lift amount is maintained for a predetermined period.
  • the opening timing of the exhaust valve 5 is delayed by increasing the air pressure in the air cylinder 8, and the exhaust valve
  • the closing timing of 5 can be advanced.
  • the opening / closing timing of the exhaust valve 5 can be adjusted by appropriately adjusting the increase amount of the air pressure according to a command from the control unit (not shown).
  • the exhaust valve drive device 1 of the present embodiment By changing the pressure of the air supplied into the air cylinder 8 and changing the compression reaction force of the air spring to adjust the pressing force, the open / close timing of the exhaust valve 5 can be changed. Specifically, in a stroke where the air spring pressure is increased to increase the compression reaction force and the plunger 11 pressurizes the hydraulic oil to open the exhaust valve, the pressing force by the increased compression reaction force is applied as a reaction force, The opening timing of the exhaust valve 5 can be delayed. On the other hand, in the process of closing the exhaust valve 5 by reducing the pressure of the hydraulic oil after pressurization by the plunger 11, the closing timing of the exhaust valve 5 can be advanced by urging by the pressing force by the increased compression reaction force.
  • the air spring pressure is controlled to be high and the timing at which the exhaust valve 5 is opened is delayed, there is a risk that the time for performing the gas exchange between the combustion gas and the fresh air in the cylinder becomes short. In the part load state where the engine speed is lowered, the time for gas exchange can be sufficiently taken because the rotational speed of the diesel engine is low. Further, by delaying the opening timing of the exhaust valve 5, the in-cylinder pressure after combustion can be maintained without decreasing by the time when the opening timing is delayed, so the in-cylinder pressure after the combustion is maintained. More axial torque can be extracted from the in-cylinder gas, and the fuel consumption rate can be further improved.
  • FIG. 3 to FIG. 3 The present embodiment is different from the first embodiment in that the air spring pressure is changed, but is different in that the pressure receiving area of the air piston on which the air spring pressure acts is changed.
  • the other parts of the configuration that are the same as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals and the description thereof will be omitted.
  • the air spring portion 6 includes a main air cylinder 8a and a sub air cylinder 8b.
  • the main air piston (pressure receiving member) 10a is inserted into the main air cylinder 8a
  • the sub air piston (pressure receiving member) 10b is inserted into the sub air cylinder 8b.
  • the main air piston 10a and the sub air piston 10b are fixed to each other by the connecting member 40, and not only the force applied to the main air piston 10a but also the force applied to the sub air piston 10b is transmitted to the shaft 5a of the exhaust valve 5 It has become so.
  • two air springs of a main air spring composed of the main air cylinder 8a and the main air piston 10a and a sub air spring composed of the sub air cylinder 8b and the sub air piston 10b are configured.
  • An air spring also acts on the exhaust valve 5.
  • the air supply path 12 is connected to the main air cylinder 8 a via the check valve 14 as in the first embodiment. Further, a first communication path 44 connected to the solenoid valve (pressure receiving area changing means) 42 is connected to the main air cylinder 8 a. A second communication path 46 is connected between the solenoid valve 42 and the sub air cylinder 8 b. Further, a third communication path 48 connected to the air supply path 12 on the upstream side (buffer tank 16 side) of the check valve 14 is connected to the solenoid valve 42.
  • the solenoid valve 42 is a switching valve for switching the flow path, and is controlled by a control unit (not shown). Specifically, in the state shown in FIG.
  • the solenoid valve 42 connects the main air cylinder 8 a and the sub air cylinder 8 b by connecting the first communication path 44 and the second communication path 46, and The second communication passage 46 and the third communication passage 48 are shut off, and the sub air cylinder 8 b and the air supply passage 12 are disconnected.
  • an air spring is formed in which the main air cylinder 8a and the sub air cylinder 8b are closed by the check valve 14, and the pressure receiving surface of the main piston 10a and the sub piston 10b becomes the pressure receiving area. It is formed.
  • the solenoid valve 42 disconnects the main air cylinder 8 a and the sub air cylinder 8 b by blocking the first communication path 44 and the second communication path 46, and By connecting the second communication passage 46 and the third communication passage 48, the sub air cylinder 8b and the air supply passage 12 are connected.
  • the space closed by the check valve 14 is only the main air cylinder 8a, and an air spring in which only the pressure receiving surface of the main piston 10a has a pressure receiving area is configured, and a small pressure receiving area is formed.
  • the sub air cylinder 8 b is in communication with the air supply path 12 on the upstream side of the check valve 14 and does not form a closed space functioning as an air spring, and therefore does not act as an air spring.
  • an air spring can be obtained which can obtain a large compression reaction force as the large pressure receiving area shown in FIG. 3 and the small pressure receiving area shown in FIG. As an air spring, a small compression reaction force can be obtained.
  • FIG. 5 similarly to FIG. 2, (a) shows the lift amount of the cam 13, (b) shows the hydraulic pressure in the hydraulic path 9, (c) shows the air spring pressure which is the pressure in the air cylinder 8, (d).
  • the lift amount of the exhaust valve 5 is shown in FIG. In the figure, when the pressure receiving area is relatively small, it is indicated by a solid line.
  • the air spring pressure increases as the main air piston 10a moves downward to decrease the volume in the air cylinder 8a.
  • the sub air cylinder 8b since the sub air cylinder 8b is in communication with the air supply path 12, the sub air piston 10b moves downward. Even if the volume in the sub air cylinder 8b is reduced, the air spring pressure does not rise.
  • the exhaust valve lift amount reaches the maximum value at time t3, the lift amount is maintained for a predetermined period. Then, during the period up to time t5 in which the plunger 11 is maintained at the top dead center in accordance with the profile of the cam 13, the exhaust valve lift amount is also maintained at maximum, and the exhaust valve 5 is kept open.
  • the time at which the exhaust valve 5 is opened is delayed as compared with the case where the pressure receiving area is relatively small.
  • This enlarges the pressure receiving area of the air spring portion 6 'to increase the compression reaction force by the air spring, and in the stroke where the plunger 11 pressurizes the hydraulic oil to open the exhaust valve 5, pressing by the increased compression reaction force This is because the force acts as a larger reaction force.
  • the opening timing of the exhaust valve 5 is delayed by enlarging the pressure receiving area of the air spring portion 6 ', and the exhaust The closing timing of the valve 5 can be advanced.
  • the exhaust valve drive device 1 'of the present embodiment the following effects can be achieved.
  • the pressure receiving area of the air spring portion 6 ' is increased to increase the compression reaction force
  • the pressing force by the compression reaction force acts as a reaction force in the stroke where the plunger 11 pressurizes the hydraulic oil to open the exhaust valve 5.
  • the opening timing of the valve 5 can be delayed.
  • the closing timing of the exhaust valve 5 can be advanced because it is biased by the pressing force by the compression reaction force.
  • the in-cylinder pressure after combustion can be maintained without decreasing by the time when the opening timing is delayed, so the in-cylinder pressure after the combustion is maintained. More axial torque can be extracted from the in-cylinder gas, and the fuel consumption rate is further improved.
  • the opening / closing timing of the exhaust valve 5 can be easily changed.
  • the main air cylinder 8a, the main air piston 10a, and the secondary air cylinder 8b and the secondary air piston 10b are combined.
  • the opening and closing timing of the valve 5 may be changed.
  • the exhaust valve driving device 1 or 1 'of each embodiment described above may be provided for each cylinder of the diesel engine, or the piston 7, the first cylinder 15, the cam 13 and the plunger 11, the check valve 14
  • the buffer tank 16 may be made common to a plurality of cylinders after each cylinder is provided.
  • the air supply pressure may be changed as in the first embodiment in the state where the pressure receiving area shown in FIG. 3 is large by combining the first embodiment and the second embodiment, as shown in FIG.
  • the air supply pressure may be changed as in the first embodiment in a state where the pressure receiving area is small.
  • each said embodiment demonstrated air (air) as an example of a compressible fluid, other compressible fluids, such as nitrogen, may be sufficient, for example.

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Abstract

　油圧管内の作動油を直接制御せずに排気弁の開閉タイミングを調整することができる排気弁駆動装置を提供する。プランジャ（１１）によって加圧された作動油によってピストン（７）が動作して排気弁（５）を開とし、加圧された作動油をプランジャ（１１）によって減圧することによってピストン（７）が動作して排気弁５を閉とする排気弁駆動装置（１）である。排気弁駆動装置（１）は、供給されたエアの圧縮反力によって排気弁（５）を閉方向へ押し付けるエアスプリング部（６）を備え、エアスプリング部（６）に供給するエアの供給圧力を変更するエアコンプレッサ（１８）を備えている。

Description

排気弁駆動装置およびこれを備えた内燃機関
　本発明は、カムによって駆動される機械式とされた排気弁駆動装置およびこれを備えた内燃機関に関する。
　例えば低速２ストロークサイクルディーゼル機関とされた舶用ディーゼル機関（内燃機関）は、油圧機構を用いて排気弁を駆動している。この油圧機構の油圧制御に電磁弁を用いる電子制御方式のエンジンでは、運転負荷に応じて排気弁の開閉タイミングが最適になるように制御されている。一方、機械式のエンジンは、カム駆動のプランジャによって発生された油圧の圧力変化に応じて排気弁アクチュエータを動作させるカム油圧駆動方式であるため、排気弁の開閉タイミングはカムプロファイルに依存してしまうため運転中に変更することが難しい。
　これを解決するために、特許文献１では、排気弁を駆動する排気弁アクチュエータに作動油を供給する油圧管からバッファタンクに作動油を抜くことで、排気弁アクチュエータに導かれる作動油の油量を減少させる構成が採用されている。これにより、カムプロファイルにより定められた排気弁の開タイミングを遅らせ、かつ、閉タイミングを早めるようになっている。
　また、特許文献２では、排気弁を駆動する排気弁アクチュエータに作動油を供給する作動油管に対して、別に設けた加圧作動油原から高圧の作動油を供給する構成が採用されている。具体的には、電子制御油圧弁を切り換えることによって、加圧作動油源からの作動油を作動油管に追加供給し、カムプロファイルにより定められるタイミングよりも排気弁を早く開くようになっている。また、カムの作動期間中に作動油を追加供給することによって、カムプロファイルにより定めるタイミングよりも排気弁を遅く閉鎖するようになっている。
特開平６－２８８２１０号公報 特開２０１０－１０６８４３号公報
　上記特許文献１及び２のように、排気弁アクチュエータに作動油を供給する油圧管に対して、作動油を抜いたり追加供給したりして油圧管内の作動油を直接制御することは種々検討されている。しかし、本発明者等は、油圧管内の作動油を直接制御せずに排気弁の開閉タイミングを変更することができる代替手法についても検討することに着目した。
　本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、油圧管内の作動油を直接制御せずに排気弁の開閉タイミングを調整することができる排気弁駆動装置およびこれを備えた内燃機関を提供する。
　上記課題を解決するために、本発明の排気弁駆動装置およびこれを備えた内燃機関は以下の手段を採用する。
　本発明の第一の態様は、内燃機関の排気弁を動作させるアクチュエータと、該アクチュエータに作動油を供給する油圧経路と、該油圧経路に接続されたプランジャと、該プランジャを収容するシリンダと、前記プランジャを往復動させるカムと、供給された流体によって前記排気弁を閉方向へ押し付ける押付手段と、を備え、前記プランジャによって加圧された前記作動油によって前記アクチュエータが動作して前記排気弁を開とする排気弁駆動装置において、前記押付手段に供給する前記圧縮性流体の供給圧力を変更する圧力変更手段を備えた排気弁駆動装置である。
　カムによってプランジャを動作させる機械式の排気弁駆動装置とされている。すなわち、カムの動作によって駆動されたプランジャの往復動に応じて排気弁が開閉される。
　この構成によれば、流体の供給圧力を変更する圧力変更手段によって押付力を調整することにより、排気弁の開閉タイミングを変更することができる。
　例えば、流体の供給圧力を上げて押付力を増大すると、プランジャが作動油を加圧して排気弁を開く行程では、押付力が反力として作用し、排気弁の開タイミングを遅らせることができる。一方、加圧後の作動油をプランジャが減圧して排気弁を閉じる行程では、押付力によって加勢されるため、排気弁の閉タイミングを早めることができる。
　なお、流体としては、空気や窒素等の圧縮性流体を用い、圧縮性流体の圧縮反力を用いることが好ましい。
　また、押付手段は、典型的には、排気弁の弁軸を押し付ける構成が採用されるが、排気弁の弁軸に接続されたアクチュエータを押し付ける構成とされていても良い。
　上記本発明の排気弁駆動装置において、前記圧力変更手段は、前記内燃機関の負荷が低下するに従い前記流体の供給圧力を上昇させる構成であってもよい。
　流体の供給圧力を高くなるように制御すると、押付力が大きくなるため、排気弁が閉となるタイミングが早くなる。排気弁が閉となるタイミングが早くなるほど、排気弁が閉鎖された時に燃焼室内に密閉される空気量が多くなるため、圧縮される新気が多くなり内燃機関の圧縮圧力および燃焼圧力が高くなる。したがって、内燃機関の負荷が下がるに従い供給圧力が高くなるように制御することにより、低負荷であっても内燃機関の燃焼改善が行われて燃料消費率が改善される。
　また、流体の供給圧力を上昇させるように制御して、排気弁が開となるタイミングを遅くすると、燃焼ガスと新気とのガス交換を筒内で行う時間が短くなるおそれがあるが、負荷が下がった部分負荷状態では内燃機関の回転数が低いためガス交換のための時間を十分にとることができる。また、排気弁の開タイミングを遅らせることで、開タイミングを遅らせた時間分だけ燃焼後の筒内圧力を低下させずに維持することができるので、この燃焼後の筒内圧力に維持された筒内ガスから軸回転力をより多く取り出すことができ、燃料消費率がさらに改善される。
　本発明の第二の態様は、内燃機関の排気弁を動作させるアクチュエータと、該アクチュエータに作動油を供給する油圧経路と、該油圧経路に接続されたプランジャと、該プランジャを収容するシリンダと、前記プランジャを往復動させるカムと、供給された流体によって前記排気弁を閉方向へ押し付ける押付手段と、を備え、前記プランジャによって加圧された前記作動油によって前記アクチュエータが動作して前記排気弁を開とする排気弁駆動装置において、前記押付手段は、前記流体から圧力を受けて前記排気弁へと押付力を伝える受圧部材と、該受圧部材の受圧面積を変更可能とする受圧面積変更手段と、を備えた排気弁駆動装置である。
　カムによってプランジャを動作させる機械式の排気弁駆動装置とされている。すなわち、カムの動作によって駆動されたプランジャの往復動に応じて排気弁が開閉される。
　この構成によれば、押付手段の受圧部材の受圧面積が変更可能として押付力を調整することにより、排気弁の開閉タイミングを変更することができる。
　例えば、受圧面積を大きくして圧縮反力を増大すると、プランジャが作動油を加圧して排気弁を開く行程では、流体による押付力が反力として作用し、排気弁の開タイミングを遅らせることができる。一方、加圧後の作動油をプランジャが減圧して排気弁を閉じる行程では、流体による押付力によって加勢されるため、排気弁の閉タイミングを早めることができる。
　なお、流体としては、空気や窒素等の圧縮性流体を用い、圧縮性流体の圧縮反力を用いることが好ましい。
　上記本発明の排気弁駆動装置において、前記受圧面積変更手段は、前記内燃機関の負荷が低下するに従い前記受圧面積を上昇させる構成であってもよい。
　受圧面積が大きくなるように制御すると、流体による押付力が大きくなるため、排気弁が閉となるタイミングが早くなる。排気弁が閉となるタイミングが早くなるほど、排気弁が閉鎖された時に燃焼室内に密閉される空気量が多くなるため、圧縮される新気が多くなり内燃機関の圧縮圧力および燃焼圧力が高くなる。したがって、内燃機関の負荷が下がるに従い供給圧力が高くなるように制御することにより、低負荷であっても内燃機関の燃焼改善が行われて燃料消費率が改善される。
　また、受圧面積が大きくなるように制御して、排気弁が開となるタイミングを遅くすると、燃焼ガスと新気とのガス交換を筒内で行う時間が短くなるおそれがあるが、負荷が下がった部分負荷状態では内燃機関の回転数が低いためガス交換のための時間を十分にとることができる。また、排気弁の開タイミングを遅らせることで、開タイミングを遅らせた時間分だけ燃焼後の筒内圧力を低下させずに維持することができるので、この燃焼後の筒内圧力に維持された筒内ガスから軸回転力をより多く取り出すことができ、燃料消費率がさらに改善される。
　上記本発明の排気弁駆動装置において、前記押付手段は、前記受圧部材を複数有し、前記受圧面積変更手段は、前記排気弁へ押付力を伝える受圧部材の数を変更する構成であってもよい。
　排気弁へ圧縮反力を与える受圧部材の数を変更することにより、受圧面積を変更することができる。これにより、排気弁の開閉タイミングを任意に変更することができる。
　また、本発明の第三の態様は、上記のいずれかに記載の排気弁駆動装置と、該排気弁駆動装置によって駆動される前記排気弁と、該排気弁を収容する燃焼室とを備えた内燃機関である。
　上記のいずれかの排気弁駆動装置を備えているので、簡便な構成で排気弁動作を調整することができる内燃機関を提供することができる。
　圧縮性流体の圧縮反力によって排気弁を閉方向へ押し付ける押付手段の押付力を変更することにより、油圧管内の作動油を直接制御せずに排気弁の開閉タイミングを変更することができる。
本発明の第１実施形態にかかる排気弁駆動装置を示した概略構成図である。 図１の排気弁駆動装置を用いた場合の作動油の圧力変化および排気弁リフトの変化を示したグラフである。 本発明の第２実施形態にかかる排気弁駆動装置を示した概略構成図である。 図３の排気弁駆動装置の電子制御油圧弁を切り換えた状態を示した概略構成図である。 図３の排気弁駆動装置を用いた場合の作動油の圧力変化および排気弁リフトの変化を示したグラフである。
　以下に、本発明にかかる実施形態について、図面を参照して説明する。
［第１実施形態］
　図１には、第１実施形態にかかる排気弁駆動装置１が示されている。排気弁駆動装置１は、船舶主機用ディーゼルエンジン（内燃機関）に設けられている。船舶主機用ディーゼルエンジン（以下「ディーゼルエンジン」という。）は、例えば低速２ストロークサイクル機関とされており、下方から給気して上方へ排気するように１方向に掃気されるユニフロー型が採用されている。ディーゼルエンジンからの出力は、図示しないプロペラ軸を介してスクリュープロペラに直接的または間接的に接続されている。
　排気弁駆動装置１は、図１に示されているように、シリンダカバー３に形成された排気流路を開閉する排気弁５と、排気弁５を駆動するピストン（アクチュエータ）７と、エアスプリング部（押付手段）６と、ピストン７へ作動油を供給する油圧経路９と、油圧経路９に接続されたプランジャ１１と、プランジャ１１を往復動させるカム１３とを備えている。
　ピストン７は、上下方向に延在する排気弁５の軸部５ａに接続されており、第１シリンダ１５内を上下方向に往復動するようになっている。第１シリンダ１５とピストン７とによって形成された油圧室１７には、油圧経路９の一端９ａが接続されている。
　エアスプリング部６は、空気（圧縮性流体）が貯留されるエアシリンダ８と、エアピストン１０とを備えている。エアシリンダ８には、エア供給経路１２が接続されている。空気供給経路１２には、逆止弁１４が設けられており、その上流側にはバッファタンク１６及びエアコンプレッサ（圧力変更手段）１８が設けられている。エアコンプレッサ１８によって加圧された空気がバッファタンク１６内に蓄積されるようになっており、バッファタンク１６内の空気が逆止弁１４を介してエアシリンダ８内に供給される。エアシリンダ８内の空気圧力はバッファタンク１６内の圧力によって決定され、バッファタンク１６内の圧力は、図示しない制御部によって制御されるエアコンプレッサ１８によって決定される。エアシリンダ８内に貯留された空気は、逆止弁１４によってバッファタンク１６側に逆流しないようになっている。この逆止弁１４によってエアシリンダ８が閉じた空間となり、空気の圧縮性を用いたエアスプリング（空気ばね）が構成される。
　エアピストン１０は、直接的または間接的に排気弁５の軸部５ａに固定されており、エアピストン１０に加わる空気圧力が排気弁５に作用するようになっている。これにより、排気弁５は、図１における上方すなわち第１シリンダ１５方向に押し付けられる。
　油圧経路９には、第１分岐点９ｂから分岐したオリフィス用経路１９が接続されている。オリフィス用経路１９には固定絞りとされたオリフィス２１が設けられている。
　油圧経路９内の圧力が所定値以上となった場合に、オリフィス２１から所定量の作動油が油圧経路９の外部へと排出されるようになっている。これにより、プランジャ１１による加圧時に所定量の作動油を油圧経路９外へ排出し、プランジャ１１による減圧時に油圧経路９に残存する油量を少なくしておくことで、ピストン７と排気弁５は加圧時に比べて上方（排気弁閉止方向）に保持される。そして、プランジャ１１を押し下げて作動油を吸い込む際には加圧時と同量の油量を吸い込むことになるので、ピストン７はプランジャ１１による減圧が完了するより前に確実に上方へ吸い上げられて排気弁５が安定的に閉とされるようになっている。
　油圧経路９には、第２分岐点９ｃから分岐した低圧作動油供給経路２３が接続されている。低圧作動油供給経路２３には、排気弁５を開閉する際に用いるベースとなる油圧が図示しない低圧作動油源から供給されるようになっている。低圧作動油供給経路２３には、逆止弁２５が設けられており、油圧経路９内の油圧が所定値以下になった場合に、低圧作動油供給経路２３から不足分の作動油が供給されるようになっている。これによりベースとなる油圧、具体的には図２（ｂ）に示した最低作動油圧であるベース圧力が維持される。一方、逆止弁２５は、油圧経路９内の圧力が所定値以上の場合には閉とされたままとされる。すなわち、プランジャ１１による加圧行程の際には逆止弁２５は閉とされる。
　プランジャ１１は、第２シリンダ２７内を上下方向に往復動するようになっている。第２シリンダ２７とプランジャ１１とによって形成された加圧室（加圧空間）２９には、油圧経路９の他端９ｄが接続されている。
　プランジャ１１の下部には、接続軸３５が取り付けられており、この接続軸３５の下端にはカムローラ３７が設けられている。カムローラ３７は、下方のカム１３の外周面すなわちプロファイル上を転動するようになっている。
　カム１３は、カム軸３９に固定されており、カム軸３９とともに回転する。カム軸３９は、ディーゼルエンジンのクランク軸と同期して回転するようになっている。
　次に、上記構成の排気弁駆動装置１の動作について図２を用いて説明する。
　先ず、エアシリンダ８に貯留される空気圧力が相対的に低い場合について説明し、次に空気圧力が相対的に高い場合について説明する。
＜空気圧力；低＞
　エアシリンダ８内の空気圧力が相対的に低い場合は、主として、ディーゼルエンジンの負荷が高負荷の場合に用いられる。エアシリンダ８内の圧力は、図示しない制御部によって制御されるエアコンプレッサ１８によって決定される。
　図２には、（ａ）にカム１３のリフト量、（ｂ）に油圧経路９における作動油圧、（ｃ）にエアシリンダ８内の圧力であるエアスプリング圧、（ｄ）に排気弁５のリフト量が示されている。同図において、空気圧力が相対的に低い場合は、実線にて示されている。
　時刻ｔ０にてカム１３のプロファイルに従いカムリフト量が増大してプランジャ１１が押し上げられ始めると、加圧室２９すなわち油圧経路９の作動油圧が上昇し始める。時刻ｔ１にて、カムリフト量が最大値に達してプランジャ１１が上死点まで押し上げられ、作動油圧が最大値に達すると、時刻ｔ２にて、ピストン７側の油圧室１７における油圧が作用し、エアスプリング部６の押付力および筒内圧力に打ち勝ってピストン７を押し下げる。これにより、排気弁リフト量が増大して、排気弁５が開となる。このとき、ピストン７が押し下げられるに伴い、作動油が油圧室１７に取り込まれるので、作動油圧は急激に減少する。また、排気弁リフト量が増大すると、エアピストン１０が下方に移動してエアシリンダ８内の容積を減少させるに伴い、エアスプリング圧が上昇する。排気弁リフト量は、時刻ｔ３にて最大値に達した後、所定期間そのままのリフト量を維持する。
　そして、カム１３のプロファイルに従いプランジャ１１が上死点に維持されている時刻ｔ５までの期間は、排気弁リフト量も最大で維持されており、排気弁５は開のままとされる。
　時刻ｔ５にてカム１３のプロファイルに従いカムリフト量が減少してプランジャ１１が下降し始めると、作動油圧が低下し始める。作動油圧が所定値を下回ると、エアスプリング部６の押付力および筒内圧力が打ち勝って時刻ｔ６からピストン７が上方へと押し上げられることによって排気弁リフト量が減少し始める。排気弁リフト量が減少し始めると、エアピストン１０が上方に移動してエアシリンダ８内の容積を増大させるに伴い、エアスプリング圧が低下する。
　カムリフト量が最小値に達してプランジャ１１が下死点まで下げられると、排気弁５が時刻ｔ７にて全閉となる。
＜空気圧力；高＞
　つぎに、ディーゼルエンジンの負荷が減少し、低負荷側となった場合には、図示しない制御部からの指示に従いエアコンプレッサ１８の吐出圧力を増大させて、エアシリンダ８内の空気圧力を上昇させる。図２（ｃ）に破線で示すように、エアスプリング圧力が上昇していることが分かる。
　時刻ｔ０にてカム１３のプロファイルに従いカムリフト量が増大してプランジャ１１が押し上げられ始めると、加圧室２９すなわち油圧経路９の作動油圧が上昇し始める。時刻ｔ１にて、カムリフト量が最大値に達してプランジャ１１が上死点まで押し上げられ、作動油圧が最大値に達する。そして、時刻ｔ２よりも遅れた時刻ｔ２’にて、ピストン７側の油圧室１７における油圧が作用し、エアスプリング部６の押付力および筒内圧力に打ち勝ってピストン７を押し下げる。これにより、排気弁リフト量が増大して、排気弁５が開となる。このように、エアシリンダ８内の空気圧力が相対的に高い場合は、相対的に低い場合に比べて排気弁５が開となる時刻が遅くなる。これは、エアシリンダ８内の空気圧力を上げてエアスプリングによる圧縮反力を増大させ、プランジャ１１が作動油を加圧して排気弁５を開く行程では、増大された圧縮反力による押付力がより大きな反力として作用するからである。これは、図２（ｃ）に示されているように、エアスプリング圧が実線（空気圧低）に比べて破線（空気圧大）の方が大きいことからも理解できる。排気弁リフト量は、時刻ｔ３’にて最大値に達した後、所定期間そのままのリフト量を維持する。
　そして、時刻ｔ５にてカム１３のプロファイルに従いカムリフト量が減少してプランジャ１１が下降し始めると、作動油圧が低下し始める。このとき、エアシリンダ８内の空気圧力が相対的に高くなっているので（図２（ｃ）の破線参照）、増大されたエアスプリング圧の圧縮反力による押付力が排気弁５を閉じる方向に加勢される。これにより、排気弁リフト量は時刻ｔ６’にて時刻ｔ６よりも早めに減少し出し、その結果として、時刻ｔ７’にて時刻ｔ７よりも早めに排気弁５は全閉となる。
　このように、図２（ｄ）の排気弁リフトの変化を参照すれば分かるように、エアシリンダ８内の空気圧力を増大することにより、排気弁５の開タイミングを遅くし、かつ、排気弁５の閉タイミングを早めることができる。また、図示しない制御部からの指令によって、空気圧力の増大量を適宜調整することにより、排気弁５の開閉タイミングを調整することができる。
　本実施形態の排気弁駆動装置１によれば、以下の作用効果を奏することができる。
　エアシリンダ８内に供給される空気の圧力を変更することによってエアスプリングの圧縮反力を変更して押付力を調整することにより、排気弁５の開閉タイミングを変更することができる。具体的には、エアスプリング圧力を上げて圧縮反力を増大させ、プランジャ１１が作動油を加圧して排気弁を開く行程では、増大された圧縮反力による押付力を反力として作用させ、排気弁５の開タイミングを遅らせることができる。一方、加圧後の作動油をプランジャ１１が減圧して排気弁５を閉じる行程では、増大された圧縮反力による押付力によって加勢させることにより、排気弁５の閉タイミングを早めることができる。
　エアスプリング圧が高くなるように制御すると、圧縮反力による押付力が大きくなるため、排気弁５が閉となるタイミングが早くなる。排気弁５が閉となるタイミングが早くなるほど、排気弁が閉鎖された時に燃焼室内に密閉される空気量が多くなるため、圧縮される新気が多くなりディーゼルエンジンの圧縮圧力および燃焼圧力が高くなる。したがって、ディーゼルエンジンの負荷が下がるに従いエアスプリング圧が高くなるように制御することにより、低負荷であってもディーゼルエンジンの燃焼改善が行われて燃料消費率を改善することができる。
　また、エアスプリング圧を高くなるように制御して、排気弁５が開となるタイミングを遅くすると、燃焼ガスと新気とのガス交換を筒内で行う時間が短くなるおそれがあるが、負荷が下がった部分負荷状態ではディーゼルエンジンの回転数が低いためガス交換のための時間を十分にとることができる。また、排気弁５の開タイミングを遅らせることで、開タイミングを遅らせた時間分だけ燃焼後の筒内圧力を低下させずに維持することができるので、この燃焼後の筒内圧力に維持された筒内ガスから軸回転力をより多く取り出すことができ、燃料消費率をさらに改善することができる。
［第２実施形態］
　次に、本発明の第２実施形態について、図３～図５を用いて説明する。
　本実施形態は、第１実施形態がエアスプリング圧を変更するものであったのに対し、エアスプリング圧が作用するエアピストンの受圧面積を変更する点で相違する。それ以外の構成であって共通する構成については、同一符号を付しその説明を省略する。
　図３に示されているように、エアスプリング部６’は、主エアシリンダ８ａと副エアシリンダ８ｂとを備えている。主エアシリンダ８ａには主エアピストン（受圧部材）１０ａが嵌挿され、副エアシリンダ８ｂには副エアピストン（受圧部材）１０ｂが嵌挿されている。主エアピストン１０ａと副エアピストン１０ｂとは、接続部材４０によって互いに固定されており、主エアピストン１０ａに加わる力だけでなく副エアピストン１０ｂにも加わる力も排気弁５の軸部５ａに伝達されるようになっている。すなわち、主エアシリンダ８ａ及び主エアピストン１０ａから構成される主エアスプリングと、副エアシリンダ８ｂ及び副エアピストン１０ｂから構成される副エアスプリングとの２つのエアスプリングが構成されており、いずれのエアスプリングも排気弁５に対して作用するようになっている。
　主エアシリンダ８ａには、第１実施形態と同様に、逆止弁１４を介してエア供給経路１２が接続されている。また、主エアシリンダ８ａには、電磁弁（受圧面積変更手段）４２に接続される第１連通経路４４が接続されている。電磁弁４２と副エアシリンダ８ｂとの間には、第２連通経路４６が接続されている。さらに電磁弁４２には、逆止弁１４よりも上流側（バッファタンク１６側）のエア供給経路１２に接続された第３連通経路４８が接続されている。
　電磁弁４２は、流路を切り換えるための切換弁であり、図示しない制御部によって制御される。具体的には、電磁弁４２は、図３に示した状態では、第１連通経路４４と第２連通経路４６とを接続することによって主エアシリンダ８ａと副エアシリンダ８ｂとを接続し、かつ、第２連通経路４６と第３連通経路４８とを遮断し、副エアシリンダ８ｂとエア供給経路１２とを非接続とする。これにより、主エアシリンダ８ａ及び副エアシリンダ８ｂが逆止弁１４によって閉じられた空間となり、主ピストン１０ａ及び副ピストン１０ｂの受圧面が受圧面積となるエアスプリングが構成され、大受圧面積状態が形成される。
　一方、電磁弁４２は、図４に示した状態では、第１連通経路４４と第２連通経路４６とを遮断することによって主エアシリンダ８ａと副エアシリンダ８ｂとを非接続とし、かつ、第２連通経路４６と第３連通経路４８とを接続することによって副エアシリンダ８ｂとエア供給経路１２とを接続する。これにより、逆止弁１４によって閉じられた空間は主エアシリンダ８ａのみとなり、主ピストン１０ａの受圧面のみが受圧面積となるエアスプリングが構成され、小受圧面積状態が形成される。副エアシリンダ８ｂについては、逆止弁１４の上流側のエア供給経路１２に連通されており、エアスプリングとして機能する閉空間を形成しないので、エアスプリングとして作用することはない。
　このように、図示しない制御部によって電磁弁４２を切り換えることによって、図３に示した大受圧面積状態として大きな圧縮反力が得られるエアスプリングを構成し、また、図４に示した小受圧面積状態として小さな圧縮反力が得られるエアスプリングを構成する。
　次に、上記構成の排気弁駆動装置１’の動作について図５を用いて説明する。
　先ず、エアスプリング部６’の受圧面積が相対的に小さい場合すなわち電磁弁４２が図４の状態とされている場合について説明し、次に受圧面積が相対的に大きい場合すなわち電磁弁４２が図３の状態とされている場合について説明する。
＜受圧面積；小＞
　エアスプリング部６’の受圧面積が相対的に小さい場合は、主として、ディーゼルエンジンの負荷が高負荷の場合に用いられる。この場合、電磁弁４２は、図４の状態とされ、主エアシリンダ８ａと副エアシリンダ８ｂとが非接続とされ、主エアピストン１０ａの受圧面のみがエアスプリングの受圧面積となっている。これにより、排気弁５に作用する力は相対的に小さくなっている。
　図５には、図２と同様に、（ａ）にカム１３のリフト量、（ｂ）に油圧経路９における作動油圧、（ｃ）にエアシリンダ８内の圧力であるエアスプリング圧、（ｄ）に排気弁５のリフト量が示されている。同図において、受圧面積が相対的に小さい場合は、実線にて示されている。
　時刻ｔ０にてカム１３のプロファイルに従いカムリフト量が増大してプランジャ１１が押し上げられ始めると、加圧室２９すなわち油圧経路９の作動油圧が上昇し始める。時刻ｔ１にて、カムリフト量が最大値に達してプランジャ１１が上死点まで押し上げられ、作動油圧が最大値に達すると、時刻ｔ２にて、ピストン７側の油圧室１７における油圧が作用し、エアスプリング部６’の押付力および筒内圧力に打ち勝ってピストン７を押し下げる。これにより、排気弁リフト量が増大して、排気弁５が開となる。このとき、ピストン７が押し下げられるに伴い、作動油が油圧室１７に取り込まれるので、作動油圧は急激に減少する。また、排気弁リフト量が増大すると、主エアピストン１０ａが下方に移動してエアシリンダ８ａ内の容積を減少させるに伴い、エアスプリング圧が上昇する。一方、副エアシリンダ８ｂについては、図５（ｃ）に一点鎖線で示しているように、副エアシリンダ８ｂがエア供給経路１２に連通されているので、副エアピストン１０ｂが下方に移動して副エアシリンダ８ｂ内の容積を減少させてもエアスプリング圧は上昇しない。排気弁リフト量は、時刻ｔ３にて最大値に達した後、所定期間そのままのリフト量を維持する。
　そして、カム１３のプロファイルに従いプランジャ１１が上死点に維持されている時刻ｔ５までの期間は、排気弁リフト量も最大で維持されており、排気弁５は開のままとされる。
　時刻ｔ５にてカム１３のプロファイルに従いカムリフト量が減少してプランジャ１１が下降し始めると、作動油圧が低下し始める。作動油圧が所定値を下回ると、エアスプリング部６’の押付力および筒内圧力が打ち勝って時刻ｔ６からピストン７が上方へと押し上げられることによって排気弁リフト量が減少し始める。排気弁リフト量が減少し始めると、主エアピストン１０ａが上方に移動して主エアシリンダ８ａ内の容積を増大させるに伴い、エアスプリング圧が低下する。この場合、副エアシリンダ８ｂについては、副エアピストン１０ｂが上方に移動して副エアシリンダ８ｂ内の容積が増大しても、副エアピストン１０ｂはエア供給経路１２に接続されているため、エアスプリング圧は一定のままである。
　カムリフト量が最小値に達してプランジャ１１が下死点まで下げられると、排気弁５が時刻ｔ７にて全閉となる。
＜受圧面積；大＞
　つぎに、ディーゼルエンジンの負荷が減少し、低負荷側となった場合には、図示しない制御部からの指示に従い電磁弁４２の位置が図３に示した状態に変更され、エアスプリング部６’の受圧面積を増大させる。具体的には、電磁弁４２により、主エアシリンダ８ａと副エアシリンダ８ｂとが接続され、主エアピストン１０ａ及び副エアピストン１０ｂの合計受圧面がエアスプリングの受圧面積となっている。これにより、排気弁５に作用する力は相対的に大きくなっている。なお、エアスプリング圧は、エアコンプレッサ１８によって決まる圧力なので上述した＜受圧面積；小＞の場合と変わらないが、受圧面積が大きくなっているため排気弁５に作用する力が相対的に大きくなる。
　時刻ｔ０にてカム１３のプロファイルに従いカムリフト量が増大してプランジャ１１が押し上げられ始めると、加圧室２９すなわち油圧経路９の作動油圧が上昇し始める。時刻ｔ１にて、カムリフト量が最大値に達してプランジャ１１が上死点まで押し上げられ、作動油圧が最大値に達する。そして、時刻ｔ２よりも遅れた時刻ｔ２’にて、ピストン７側の油圧室１７における油圧が作用し、エアスプリング部６’の押付力および筒内圧力に打ち勝ってピストン７を押し下げる。これにより、排気弁リフト量が増大して、排気弁５が開となる。このように、エアスプリング部６’の受圧面積が相対的に大きい場合は、受圧面積が相対的に小さい場合に比べて排気弁５が開となる時刻が遅くなる。これは、エアスプリング部６’の受圧面積を大きくしてエアスプリングによる圧縮反力を増大させ、プランジャ１１が作動油を加圧して排気弁５を開く行程では、増大された圧縮反力による押付力がより大きな反力として作用するからである。排気弁リフト量は、時刻ｔ３’にて最大値に達した後、所定期間そのままのリフト量を維持する。
　そして、時刻ｔ５にてカム１３のプロファイルに従いカムリフト量が減少してプランジャ１１が下降し始めると、作動油圧が低下し始める。このとき、エアスプリング部６’の受圧面積が相対的に大きくなっているので、増大された圧縮反力による押付力が排気弁５を閉じる方向に加勢される。これにより、排気弁リフト量は時刻ｔ６’にて時刻ｔ６よりも早めに減少し出し、その結果として、時刻ｔ７’にて時刻ｔ７よりも早めに排気弁５は全閉となる。
　このように、図５（ｄ）の排気弁リフトの変化を参照すれば分かるように、エアスプリング部６’の受圧面積を大きくすることにより、排気弁５の開タイミングを遅くし、かつ、排気弁５の閉タイミングを早めることができる。
　本実施形態の排気弁駆動装置１’によれば、以下の作用効果を奏することができる。
　エアスプリング部６’の受圧面積を大きくして圧縮反力を増大すると、プランジャ１１が作動油を加圧して排気弁５を開く行程では、圧縮反力による押付力が反力として作用し、排気弁５の開タイミングを遅らせることができる。一方、加圧後の作動油をプランジャ１１が減圧して排気弁５を閉じる行程では、圧縮反力による押付力によって加勢されるため、排気弁５の閉タイミングを早めることができる。
　このように、排気弁５が閉となるタイミングが早くなると、ディーゼルエンジンの燃焼空間に新気を取り入れる期間が長くなるため圧縮される新気が多くなりディーゼルエンジンの圧縮圧力および燃焼圧力が高くなる。したがって、ディーゼルエンジンの負荷が下がるに従い受圧面積が大きくなるように制御することにより、低負荷であってもディーゼルエンジンの燃焼改善が行われて燃料消費率が改善される。
　また、受圧面積が大きくなるように制御して、排気弁５が開となるタイミングを遅くすると、燃焼ガスと新気とのガス交換を筒内で行う時間が短くなるおそれがあるが、負荷が下がった部分負荷状態ではディーゼルエンジンの回転数が低いためガス交換のための時間を十分にとることができる。また、排気弁５の開タイミングを遅らせることで、開タイミングを遅らせた時間分だけ燃焼後の筒内圧力を低下させずに維持することができるので、この燃焼後の筒内圧力に維持された筒内ガスから軸回転力をより多く取り出すことができ、燃料消費率がさらに改善される。
　また、排気弁５へ圧縮反力を与えるエアシリンダ及びエアピストンの数を変更することにより、受圧面積を変更することとしたので、排気弁５の開閉タイミングを簡便に変更することができる。なお、本実施形態では、主エアシリンダ８ａ及び主エアピストン１０ａと、副エアシリンダ８ｂ及び副エアピストン１０ｂとの２組の組合せとしたが、この組合せの数を３以上として、さらに任意に排気弁５の開閉タイミングを変更するようにしても良い。
　なお、上述した各実施形態の排気弁駆動装置１，１’は、ディーゼルエンジンの気筒毎に設けてもよいし、あるいは、ピストン７、第１シリンダ１５、カム１３及びプランジャ１１、逆止弁１４を各気筒に設けた上で、バッファタンク１６を複数の気筒に対して共通化しても良い。
　また、第１実施形態と第２実施形態を組み合わせて、図３に示した受圧面積が大の状態で第１実施形態のようにエア供給圧力を変化させてもよいし、図４に示した受圧面積が小の状態で第１実施形態のようにエア供給圧を変化させてもよい。
　また、上記各実施形態では、圧縮性流体の一例としてエア（空気）を用いて説明したが、例えば窒素等の他の圧縮性流体であってもよい。
１，１’　排気弁駆動装置
３　シリンダカバー
５　排気弁
６，６’　エアスプリング部（押付手段）
７　ピストン
８　エアシリンダ
８ａ　主エアシリンダ
８ｂ　副エアシリンダ
９　油圧経路
１０　エアピストン
１０ａ　主エアピストン
１０ｂ　副エアピストン
１１　プランジャ
１２　エア供給経路
１３　カム
１４　逆止弁
１５　第１シリンダ
１６　バッファタンク
１７　油圧室
１８　エアコンプレッサ（圧力変更手段）
１９　オリフィス用経路
２１　オリフィス
２３　低圧作動油供給経路
２５　逆止弁
２７　第２シリンダ
２９　加圧室
３５　接続軸
３７　カムローラ
４０　接続部材
４２　電磁弁（受圧面積変更手段）
４４　第１連通経路
４６　第２連通経路
４８　第３連通経路

Claims (6)

  1. 　内燃機関の排気弁を動作させるアクチュエータと、
    　該アクチュエータに作動油を供給する油圧経路と、
    　該油圧経路に接続されたプランジャと、
    　該プランジャを収容するシリンダと、
    　前記プランジャを往復動させるカムと、
    　供給された流体によって前記排気弁を閉方向へ押し付ける押付手段と、
    を備え、
    　前記プランジャによって加圧された前記作動油によって前記アクチュエータが動作して前記排気弁を開とする排気弁駆動装置において、
    　前記押付手段に供給する前記流体の供給圧力を変更する圧力変更手段を備えていることを特徴とする排気弁駆動装置。
  2. 　前記圧力変更手段は、前記内燃機関の負荷が低下するに従い前記流体の供給圧力を上昇させることを特徴とする請求項１に記載の排気弁駆動装置。
  3. 　内燃機関の排気弁を動作させるアクチュエータと、
    　該アクチュエータに作動油を供給する油圧経路と、
    　該油圧経路に接続されたプランジャと、
    　該プランジャを収容するシリンダと、
    　前記プランジャを往復動させるカムと、
    　供給された流体によって前記排気弁を閉方向へ押し付ける押付手段と、
    を備え、
    　前記プランジャによって加圧された前記作動油によって前記アクチュエータが動作して前記排気弁を開とする排気弁駆動装置において、
    　前記押付手段は、前記流体から圧力を受けて前記排気弁へと押付力を伝える受圧部材と、
    　該受圧部材の受圧面積を変更可能とする受圧面積変更手段と、
    を備えていることを特徴とする排気弁駆動装置。
  4. 　前記受圧面積変更手段は、前記内燃機関の負荷が低下するに従い前記受圧面積を上昇させることを特徴とする請求項３に記載の排気弁駆動装置。
  5. 　前記押付手段は、前記受圧部材を複数有し、
    　前記受圧面積変更手段は、前記排気弁へと押付力を伝える受圧部材の数を変更することを特徴とする請求項４に記載の排気弁駆動装置。
  6. 　請求項１から５のいずれかに記載の排気弁駆動装置と、
    　該排気弁駆動装置によって駆動される前記排気弁と、
    　該排気弁を収容する燃焼室と、
    を備えていることを特徴とする内燃機関。
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