JP2009228614A - Two stroke type internal combustion engine - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To compatibly materialize reduction of cooling loss under a condition after warming-up and stable combustion under a cold condition in a two stroke type internal combustion engine. <P>SOLUTION: The two stroke type internal combustion engine, provided with an intake side drive shaft 22 driving an intake valve 10 and an exhaust side drive shaft 62 driving an exhaust valve 11 above a combustion chamber, includes an intake side variable valve train 18 can change close timing of the intake valve 10 and an exhaust side variable valve train 58 can change close timing of the exhaust 11. Both drive shafts 22, 62 are offset from the valve axial lines g, h to a side far from a cylinder axial line c so as to valve included angle formed by the valve axial line g of the intake valve 10 and the valve axial line h of the exhaust valve 11. Under the cold condition, intake valve close timing and exhaust valve close timing are retarded as compared to the condition after warming-up. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、２ストローク式内燃機関に関する。   The present invention relates to a two-stroke internal combustion engine.

レシプロ式内燃機関のうちで、内燃機関の１回転すなわち２行程で１つのサイクルをを構成する、いわゆる２ストローク内燃機関は、周知のように、排気弁（掃気弁とも呼ぶ）と吸気弁（給気弁とも呼ぶ）とを備え、その弁取付配置によって、ループ式、ユニフロー式などがある。いずれの場合でも、一般的には、シリンダ壁に弁口を開口させてその掃気，給気を行なってきた。この場合、ピストンの摺動部分に開口部があり、シリンダ壁を潤滑している潤滑油が未燃、既燃ガスに混入しやすく、潤滑油に起因するエミッションの悪化，オイル消費量の悪化を招き易かった。一方、２ストローク式内燃機関は、既燃ガスの排出と新気の吸入を１行程中に同時に行なうため、新気によって、既燃ガスを押し出す効率、いわゆる掃気効率が機関の出力やトルクに大きく影響を及ぼす。この掃気効率は、掃気口と給気口とを離間させたほうが改善する。前述のユニフロー方式では、一般的に、ピストン下死点近傍より新気を流入させ、頭上に設けられた排気弁により、既燃ガスを排出することで掃気効率を改善している。ただし、この方式では前述の潤滑油に起因するエミッションの悪化やオイル消費量の悪化が生じ易い。一方、ループ方式は、一般的に掃気効率がユニフロー方式に比べて低い傾向がある。   Among reciprocating internal combustion engines, a so-called two-stroke internal combustion engine that constitutes one cycle by one rotation of the internal combustion engine, that is, two strokes, is known as an exhaust valve (also called a scavenging valve) and an intake valve (supply valve). There are a loop type and a uniflow type depending on the valve mounting arrangement. In any case, generally, a valve port is opened on the cylinder wall to perform scavenging and supply. In this case, there is an opening in the sliding part of the piston, and the lubricating oil that lubricates the cylinder wall is likely to be mixed with unburned and burned gas, resulting in deterioration of emissions and oil consumption due to the lubricating oil. It was easy to invite. On the other hand, in a two-stroke internal combustion engine, burned gas is discharged and fresh air is sucked simultaneously in one stroke. Therefore, the efficiency of pushing out burned gas by fresh air, so-called scavenging efficiency, is greatly increased in engine output and torque. affect. The scavenging efficiency is improved by separating the scavenging port and the air supply port. In the above-described uniflow method, generally, fresh air is introduced from the vicinity of the bottom dead center of the piston, and the scavenging efficiency is improved by discharging burned gas through an exhaust valve provided overhead. However, in this method, the emission and the oil consumption are easily deteriorated due to the above-mentioned lubricating oil. On the other hand, the loop method generally has a lower scavenging efficiency than the uniflow method.

このような問題に対して、特許文献１には、いわゆる頭上弁型の２ストローク式内燃機関が記載されている。すなわち、円筒状の側壁に開口部のないシリンダを摺動するピストンを備え、ペントルーフ型の燃焼室の上方に吸気弁用のカムシャフト（弁駆動軸）と、排気弁用のカムシャフトとを有し、このうち吸気弁用のカムシャフトで吸気弁を、また排気弁用のカムシャフトで排気弁を独立に駆動する、いわゆるＤＯＨＣ（ダブルオーバーヘッドカムシャフト）の動弁形式とし、弁挟角を小さく設定している。動弁形式がＤＯＨＣであるこの２ストローク式内燃機関では、シリンダ内の掃気は、燃焼室の直上にあって立つように形成されている吸入ポートに、ルーツ型スーパーチャージャなどの掃気ポンプより供給される加圧空気を導入することによって行われる。吸入ポートが立っている構成とした理由は、燃焼室内にタンブル（渦流）を形成し、このタンブルによって掃気作用を行わせるためである。この２ストローク式内燃機関の特徴は、シリンダ壁にいわゆるポートを設けていないためにシリンダが熱変形を起こしにくく、従って過給することによって比出力（排気量当たりの最高出力）を極めて大きく設計することができる点にある。
特開平３−１８２６２１号公報。 For such a problem, Patent Document 1 describes a so-called overhead valve type two-stroke internal combustion engine. In other words, a piston that slides on a cylinder with no opening on a cylindrical side wall is provided, and a camshaft (valve drive shaft) for an intake valve and a camshaft for an exhaust valve are provided above a pent roof type combustion chamber. Of these, the intake valve is driven by the camshaft for the intake valve, and the exhaust valve is driven independently by the camshaft for the exhaust valve. It is set. In this two-stroke internal combustion engine in which the valve operating type is DOHC, scavenging in the cylinder is supplied from a scavenging pump such as a roots type supercharger to an intake port formed so as to stand directly above the combustion chamber. This is done by introducing pressurized air. The reason why the intake port is configured to stand is that a tumble (vortex) is formed in the combustion chamber and the scavenging action is performed by the tumble. The feature of this two-stroke internal combustion engine is that the cylinder wall is not provided with a so-called port, so that the cylinder is unlikely to be thermally deformed. Therefore, the specific output (maximum output per displacement) is designed to be extremely large by supercharging. There is a point that can be.
Japanese Patent Laid-Open No. 3-182621.

上記の特許文献１では、吸気弁や排気弁のバルブリフト特性、つまり最大リフト量や吸・排気弁の開時期から閉時期までのクランク角度区間である作動角が運転条件に関係なく固定である。このため、例えば低回転低負荷域に適合するように吸気弁のリフト量や作動角を設定した場合、高回転・高負荷域では空気充填を十分に行うことができないなどの問題がある。このため、過給を行って、高回転・高負荷域でのシリンダ内への空気充填を確保しているわけであるが、吸気弁のリフト量や作動角が低回転・低負荷域と同じ設定であると、吸気弁が絞りとして作用してしまい、良好な空気充填を行わせることが困難である。特に、４ストローク式内燃機関よりも吸気弁の開弁期間の短い２ストローク式内燃機関にあっては、高回転・高負荷域でのシリンダ内への空気充填が十分に行われないと、その比出力が低下する傾向にある。   In the above-mentioned Patent Document 1, the valve lift characteristics of the intake valve and the exhaust valve, that is, the maximum lift amount and the operating angle that is the crank angle section from the opening timing to the closing timing of the intake / exhaust valve are fixed regardless of the operating conditions. . For this reason, for example, when the lift amount and operating angle of the intake valve are set so as to conform to the low rotation and low load range, there is a problem that air cannot be sufficiently filled in the high rotation and high load range. For this reason, supercharging is performed to ensure air filling into the cylinder in the high rotation and high load range, but the lift amount and operating angle of the intake valve are the same as in the low rotation and low load range. If it is set, the intake valve acts as a throttle, and it is difficult to perform good air filling. In particular, in a two-stroke internal combustion engine in which the intake valve opening period is shorter than that in a four-stroke internal combustion engine, if the air is not sufficiently charged into the cylinder in a high rotation / high load range, The specific output tends to decrease.

そこで、例えば吸気弁や排気弁のリフト量や作動角を可変に制御可能な可変動弁機構を設け、例えば低回転・低負荷時には吸気弁のリフト量や吸気弁の作動角を小さくし、高回転・高負荷時になると、吸気弁が絞りとならないように吸気弁のリフト量や吸気弁の作動角を大きくすることが考えられる。但し、上記の特許文献１のように、可変動弁機構を備えずかつ動弁形式がＤＯＨＣである２ストローク式内燃機関において、燃焼室内にタンブルを得ようと弁挟角を小くしているときには、吸気側のカムスロケットと排気側のカムスプロケットとが近接してしまうのであるが、この上さらに吸気弁に対して可変動弁機構を備えさせようとしても、そのままではカムスプロケットの周りに可変動弁機構を配置するスペースを見つけることができず、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトが困難となる。   Therefore, for example, a variable valve mechanism that can variably control the lift amount and operating angle of the intake valve and exhaust valve is provided. For example, when the engine speed is low and the load is low, the lift amount of the intake valve and the operating angle of the intake valve are reduced. It is conceivable to increase the lift amount of the intake valve and the operating angle of the intake valve so that the intake valve does not become a throttle at the time of rotation and high load. However, as in Patent Document 1 described above, in a two-stroke internal combustion engine that does not have a variable valve mechanism and the valve operation type is DOHC, when the valve sandwich angle is made small to obtain a tumble in the combustion chamber In addition, the intake side cams rocket and the exhaust side cam sprocket are close to each other. However, even if an attempt is made to provide a variable valve mechanism for the intake valve, the variable movement around the cam sprocket remains. The space for arranging the valve mechanism cannot be found, and the chain layout of the valve drive system of the intake / exhaust valves becomes difficult.

また、４ストローク式内燃機関の分野においては、吸気弁と排気弁の双方に可変動弁機構を設け、冷機時や暖機後の状態を含めた機関運転状態に応じてバルブリフト特性を適切に制御する技術は数多く提案されている。しかしながら、２ストローク式内燃機関の分野においては、このような冷機時や暖機後の状態におけるバルブリフト特性の設定については、十分に検討されていない。   Also, in the field of 4-stroke internal combustion engines, variable valve mechanisms are provided for both the intake and exhaust valves, and the valve lift characteristics are appropriately adjusted according to the engine operating conditions including the cold and warm-up conditions. Many techniques for controlling have been proposed. However, in the field of a two-stroke internal combustion engine, the setting of the valve lift characteristic in such a cold state or after a warm-up state has not been sufficiently studied.

本発明は、このような背景技術に鑑みてなされたものであり、燃焼室の上方に吸気弁を駆動する吸気側駆動軸と排気弁を駆動する排気側駆動軸とが設けられた２ストローク式内燃機関において、上記吸気弁の閉時期を変更可能な吸気側可変動弁機構を有し、吸気弁のバルブ軸線と排気弁のバルブ軸線とのなす弁挟角が小さくなるように、双方の駆動軸のそれぞれを、そのバルブ軸線に対してシリンダ軸線から遠い側にオフセットさせており、かつ、上記冷機状態では、暖機後の状態に比して、吸気弁閉時期を遅角させることを特徴としている。   The present invention has been made in view of such background art, and is a two-stroke type in which an intake side drive shaft that drives an intake valve and an exhaust side drive shaft that drives an exhaust valve are provided above a combustion chamber. The internal combustion engine has an intake-side variable valve mechanism that can change the closing timing of the intake valve, and drives both of them so that the angle between the valve axis of the intake valve and the valve axis of the exhaust valve is reduced. Each of the shafts is offset to the far side from the cylinder axis with respect to the valve axis, and in the cold state, the intake valve closing timing is retarded compared to the state after the warm-up. It is said.

より好ましくは、上記排気弁の閉時期を変更可能な排気側可変動弁機構を有し、上記冷機状態では、暖機後の状態に比して、排気弁閉時期を遅角させることを特徴としている。   More preferably, it has an exhaust side variable valve mechanism that can change the closing timing of the exhaust valve, and the exhaust valve closing timing is retarded in the cold state as compared with the state after warming up. It is said.

本発明によれば、吸・排気弁の駆動軸のそれぞれを、そのバルブ軸線に対してシリンダ軸線から遠い側にオフセットさせているために、可変動弁機構やカムスプロケット等の動弁系部品を配置するスペースを確保しつつ、弁挟角を小さく設定して、吸気弁をシリンダ軸線に平行に近づけることができ、新気（給気）を鉛直下向きに近く流入することが可能となり、燃焼室内に形成されるタンブルにより燃焼室内の既燃ガスを効率よく掃気することができる。加えて、冷機状態では、暖機後の状態に比して、少なくとも吸気弁閉時期、より好ましくは排気弁閉時期もあわせて遅角させることで、比較的燃焼状態が安定している暖機後の状態においては残留ガスを適切に確保して冷却損失を低減しつつ、燃焼が不安定な冷機状態では吸気弁閉時期の遅角化により残留ガスを抑制し、安定した燃焼を行うことができる。つまり、２ストローク式内燃機関における暖機後の状態における冷却損失の低減化と冷機状態での燃焼安定性の向上との両立を図ることができる。   According to the present invention, since each of the drive shafts of the intake / exhaust valves is offset to the far side from the cylinder axis with respect to the valve axis, the valve operating system parts such as the variable valve mechanism and the cam sprocket are provided. While ensuring the space to arrange, the valve clamping angle can be set small and the intake valve can be made parallel to the cylinder axis, so that fresh air (supply air) can flow in vertically downward, and the combustion chamber The burned gas in the combustion chamber can be efficiently scavenged by the tumble formed in the above. In addition, in the cold state, the warm-up operation in which the combustion state is relatively stable is delayed by at least the intake valve closing timing, more preferably the exhaust valve closing timing, in comparison with the state after the warm-up. In the later state, the remaining gas is appropriately secured to reduce the cooling loss, while in the cold state where the combustion is unstable, the remaining gas is suppressed by retarding the closing timing of the intake valve and stable combustion can be performed. it can. That is, it is possible to achieve both reduction in cooling loss in the state after warm-up in the two-stroke internal combustion engine and improvement in combustion stability in the cold state.

以下、本発明の好ましい実施形態を図面に基づいて説明する。図１を参照して、内燃機関の吸気通路９１には、上流側より、エアクリーナ９２、ルーツ式過給機（スーパーチャージャー）の送風機（圧縮機）９３、電制のスロットル弁９４、及び燃料噴射弁９５が配置され、排気通路９６には、上流側より、三元触媒である上流側触媒９７及び下流側触媒９８の他、マフラ９９が配置されている。上流側触媒９７の上流側と下流側には、空燃比フィードバック制御のための空燃比センサ１７４，１７５が設けられている。ここで、主な特徴としては、２ストローク式内燃機関でありながら、吸気弁１０と排気弁１１とがともにシリンダ上方に配置された頭上ポペット弁タイプを採用し、これにより潤滑油が作動ガスに流入することに起因する不具合を回避するようにしている。また、掃気促進のために、吸気通路９１の上流に送風機９３が取り付けられている。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. Referring to FIG. 1, an air cleaner 92, a roots supercharger (supercharger) blower (compressor) 93, an electric throttle valve 94, and fuel injection are provided in an intake passage 91 of the internal combustion engine from the upstream side. A valve 95 is disposed, and a muffler 99 is disposed in the exhaust passage 96 from the upstream side, in addition to the upstream catalyst 97 and the downstream catalyst 98 that are three-way catalysts. Air-fuel ratio sensors 174 and 175 for air-fuel ratio feedback control are provided on the upstream side and downstream side of the upstream catalyst 97. Here, as a main feature, although it is a two-stroke internal combustion engine, an overhead poppet valve type in which both the intake valve 10 and the exhaust valve 11 are arranged above the cylinder is adopted, whereby the lubricating oil is used as the working gas. The troubles caused by the inflow are avoided. Further, a blower 93 is attached upstream of the intake passage 91 in order to promote scavenging.

図２は、吸気側にのみ可変動弁機構１８を適用した第１の動弁例を示している。シリンダブロック１には、円筒状の側壁に開口部のない複数のシリンダ２が穿設されており、各シリンダ２内をピストン３が図で上下に往復動する。シリンダヘッド４には２つの傾斜壁面５、６を有する、いわゆるペントルーフ型の燃焼室７が形成され、各傾斜壁面５、６に吸気ポート８と排気ポート９とがそれぞれ開口している。なお、吸気ポート８は図示しないが下流側で２つに分岐され、その各分岐端が燃焼室７への開口端となっている。同様にして、排気ポート９は上流側で２つに分岐され、各分岐端が燃焼室７への開口端となっている。４つの開口端により囲まれた燃焼室７の頂部には混合気を火花点火する点火プラグ１１０がシリンダ軸線ｃに沿うように配置されている。   FIG. 2 shows a first valve operation example in which the variable valve mechanism 18 is applied only to the intake side. The cylinder block 1 is provided with a plurality of cylinders 2 having no openings on a cylindrical side wall, and pistons 3 reciprocate up and down in each cylinder 2 in the figure. A so-called pent roof type combustion chamber 7 having two inclined wall surfaces 5 and 6 is formed in the cylinder head 4, and an intake port 8 and an exhaust port 9 are opened in the inclined wall surfaces 5 and 6, respectively. Although not shown, the intake port 8 is branched into two on the downstream side, and each branch end is an open end to the combustion chamber 7. Similarly, the exhaust port 9 is branched into two on the upstream side, and each branch end is an open end to the combustion chamber 7. A spark plug 110 for spark-igniting the air-fuel mixture is disposed along the cylinder axis c at the top of the combustion chamber 7 surrounded by the four open ends.

２つの開口端を有する吸気ポート８はシリンダ２上方（図２の上方）へ大きく立ち上がって、つまり吸気ポート８の軸線ｄとシリンダ軸線ｃとの間の角度が小さくなるように形成されている。これは、吸気ポート８の各開口端より燃焼室７へと流入する空気によって燃焼室７内にタンブルが形成されるようにするためである。ここで、タンブルとは図２の紙面の表より裏へと貫通する線を想定した場合に、この線の周りに旋回する空気の流れ（渦流）のことである。一方、上流端側に２つの開口端を有する排気ポート９は燃焼室７への開口端で上方に立ち上がった後、右方へと急激に曲げて形成されている。   The intake port 8 having two open ends is formed so as to rise significantly above the cylinder 2 (upward in FIG. 2), that is, to reduce the angle between the axis d of the intake port 8 and the cylinder axis c. This is because a tumble is formed in the combustion chamber 7 by the air flowing into the combustion chamber 7 from each opening end of the intake port 8. Here, the tumble is a flow of air (vortex) swirling around a line that penetrates from the front to the back of FIG. On the other hand, the exhaust port 9 having two open ends on the upstream end side is formed by rising upward at the open end to the combustion chamber 7 and then rapidly bending to the right.

吸気ポート８の２つの開口端をそれぞれ開閉する吸気弁１０と、排気ポート９の２つの開口端をそれぞれ開閉する排気弁１１とは立ち上がるように配置されている。つまり、吸気弁１０の弁軸線ｇと排気弁１１の弁軸線ｈとのなす弁挟角が小さなものとなるようにされている。このように吸・排気弁１０、１１が立ち上がるように配置されているのも、吸気ポート８の各開口端より空気が速やかに燃焼室７へと流入するように、また燃焼室７内より既燃ガスが速やかに排気ポート９へと掃気されるようにするためである。なお、図２には一組の吸・排気弁１０、１１しか示していないが、実際には図で紙面裏あるいは紙面前方にもう一組の吸・排気弁が配置されている。   The intake valve 10 that opens and closes the two open ends of the intake port 8 and the exhaust valve 11 that opens and closes the two open ends of the exhaust port 9 are arranged to rise. That is, the valve sandwich angle formed by the valve axis g of the intake valve 10 and the valve axis h of the exhaust valve 11 is made small. The intake / exhaust valves 10 and 11 are arranged so as to rise in this manner so that the air can quickly flow into the combustion chamber 7 from each opening end of the intake port 8 and from the inside of the combustion chamber 7. This is because the fuel gas is quickly scavenged to the exhaust port 9. Although only one set of intake / exhaust valves 10 and 11 is shown in FIG. 2, actually, another set of intake / exhaust valves is arranged on the back side or the front side of the page in the drawing.

図３に示すように、吸気ポート８の各開口端と、開弁状態にある各吸気弁１０との隙間より燃焼室７内へと流入する空気は、吸気弁１０側（図で左側）のシリンダ壁２ａに沿う流れｅと、燃焼室７の中央へ向かう流れｆとに分かれることとなる。ここで、２つの流れｅ、ｆに対応して、吸気ポート８と、開弁状態にある吸気弁１０との隙間に形成される有効開口面積を、吸気側のシリンダ壁２ａに沿う流れｅを形成する有効開口面積である第１有効開口面積と、燃焼室７の中央へと向かう流れｆを形成する有効開口面積である第２有効開口面積との２つに分けるとすれば、第１有効開口面積のほうが、第２有効開口面積よりも大きくなるように、吸気ポート８及び吸気弁１０の各形状と、吸気ポート８及び吸気弁１０の配置とが適切に設定されている。つまり、排気弁寄りの第２有効開口面積が排気弁から遠い側の第１有効開口面積よりも小さく設定されている。なお、吸気通路や吸気ポートの途中に流れを規制する補助弁体を設けてその流れを規制することで、排気弁寄りの等価開口面積が小さくなるようにしてもよい。   As shown in FIG. 3, the air flowing into the combustion chamber 7 through the gap between each open end of the intake port 8 and each intake valve 10 in the open state is on the intake valve 10 side (left side in the figure). The flow e along the cylinder wall 2 a and the flow f toward the center of the combustion chamber 7 are separated. Here, corresponding to the two flows e and f, the effective opening area formed in the gap between the intake port 8 and the intake valve 10 in the valve open state is defined as the flow e along the cylinder wall 2a on the intake side. If divided into two, a first effective opening area which is an effective opening area to be formed and a second effective opening area which is an effective opening area which forms the flow f toward the center of the combustion chamber 7, the first effective opening area is formed. Each shape of the intake port 8 and the intake valve 10 and the arrangement of the intake port 8 and the intake valve 10 are appropriately set so that the opening area is larger than the second effective opening area. That is, the second effective opening area near the exhaust valve is set smaller than the first effective opening area on the side far from the exhaust valve. Note that an auxiliary valve body that restricts the flow in the intake passage or in the intake port may be provided to restrict the flow, thereby reducing the equivalent opening area near the exhaust valve.

内燃機関の運転時において、吸入空気は吸気ポート８内を軸線ｄの方向に流れる。空気は次に、各吸気弁１０の傘部を通過するが、吸気側シリンダ壁２ａに沿う流れｅを形成する第１有効開口面積のほうが、燃焼室７の中央へと向かう流れｅを形成する第２有効開口面積よりも大きくなるようにしているので、空気は吸気側シリンダ壁２ａに沿って下方へと主に流れる。この下方に向かう空気の流れは、吸気側シリンダ壁２ａに沿って下降した後、ピストン冠面３ａにぶつかり、その後は方向を右へと変えてピストン冠面３ａを横断し、排気側のシリンダ壁２ｂにぶつかり、今度は排気側のシリンダ壁２ｂに沿って上昇する。この場合、ピストン冠面３ａは平らにあるいはわずかにドーム状になっていることが好ましい。ただし、ドームの半径は空気の運動を乱すものであってはならない。   During operation of the internal combustion engine, the intake air flows in the intake port 8 in the direction of the axis d. The air then passes through the umbrella portion of each intake valve 10, but the first effective opening area forming the flow e along the intake side cylinder wall 2 a forms the flow e toward the center of the combustion chamber 7. Since it is made larger than the second effective opening area, air mainly flows downward along the intake side cylinder wall 2a. The downward air flow descends along the intake side cylinder wall 2a and then hits the piston crown surface 3a. Thereafter, the direction is changed to the right to cross the piston crown surface 3a, and the exhaust side cylinder wall. It hits 2b and then rises along the cylinder wall 2b on the exhaust side. In this case, the piston crown surface 3a is preferably flat or slightly dome-shaped. However, the radius of the dome must not disturb the air movement.

燃焼室７内に流入した空気は、このようにして燃焼室７内に縦方向の渦流であるタンブルを形成し、排気ポート９の開口端より排気ポート９へと出なかった空気は燃焼室７の天井を横切って吸気側のシリンダ壁２ａに達し、再び上記の渦流に加わって流れる。つまり、空気はタンブルを形成しながら、ループ状に循環するので、燃焼室７内は２ストローク式内燃機関の場合でも極めて効果的に掃気される。空気は、タンブルを形成して燃焼室７内を循環するとき、燃焼済みの既燃ガスをその先頭で押して、燃焼室７内から排気ポート９の開口端へと押し出す。このタンブルにより、２ストローク式内燃機関の場合でも、上死点において極めて強力な乱流が生じる。   The air that has flowed into the combustion chamber 7 thus forms a tumble that is a vertical vortex in the combustion chamber 7, and the air that has not flowed from the open end of the exhaust port 9 to the exhaust port 9 is the combustion chamber 7. The cylinder wall 2a on the intake side is crossed across the ceiling and flows again in addition to the vortex. That is, since air circulates in a loop while forming a tumble, the inside of the combustion chamber 7 is scavenged very effectively even in the case of a two-stroke internal combustion engine. When the air circulates in the combustion chamber 7 by forming a tumble, the burned burned gas is pushed at the head and pushed out from the combustion chamber 7 to the open end of the exhaust port 9. Due to this tumble, an extremely strong turbulent flow is generated at the top dead center even in the case of a two-stroke internal combustion engine.

吸・排気弁１０、１１を駆動する方式（動弁形式）は、ＤＯＨＣ（ダブルオーバーヘッドカムシャフト）である。ＤＯＨＣでは、吸気弁用のカムシャフトと、排気弁用のカムシャフトとが吸・排気弁の上部に設けられており、例えば排気弁１１は、常時はバルブスプリング１２により上方に付勢されて閉弁状態にあるが、排気弁用のカムシャフト１４（排気弁の弁駆動軸）に一体に形成されているカム１５により、排気弁１１の頭部に設けられているバルブリフタ１３（第２バルブリフタ）が押し下げられ、排気弁１１が弁座より離れて下方に向かい開弁する。   The system (valve type) for driving the intake / exhaust valves 10 and 11 is DOHC (double overhead camshaft). In DOHC, a camshaft for an intake valve and a camshaft for an exhaust valve are provided above the intake / exhaust valve. For example, the exhaust valve 11 is normally urged upward by a valve spring 12 and closed. Although in the valve state, a valve lifter 13 (second valve lifter) provided on the head of the exhaust valve 11 by a cam 15 formed integrally with the camshaft 14 for exhaust valve (valve drive shaft of the exhaust valve). Is pushed down, and the exhaust valve 11 opens away from the valve seat and opens downward.

一方、吸気弁１０のほうも常時はバルブスプリング１６により上方に付勢されて閉弁状態にあることは排気弁１１と同じであるが、排気弁１１側と相違して、可変動弁機構１８を備えている。図４は可変動弁機構１８の概略斜視図である。可変動弁機構１８は、吸気弁１０のリフト量及び作動角を連続的に変化させ得る吸気側作動角可変機構２１と、吸気弁１０が最大リフトを迎えるクランク角度位置（この吸気弁のクランク角度位置を、以下「吸気弁のリフト中心角」という。）の位相（図示しないクランクシャフトに対する位相）を進角側もしくは遅角側に変化させ得る位相可変機構４１とが組み合わされて構成されている。吸気側作動角可変機構２１により、吸気弁１０のリフト量と吸気弁１０の作動角とが同時に変化するものでは、吸気弁１０のリフト量及び吸気弁１０の作動角を総称して「吸気弁のリフト」ということにする。従って、「吸気弁のリフト」を小さくするとき、吸気弁のリフト量と吸気弁の作動角とが共に小さくなり、この逆に「吸気弁のリフト」を大きくするとき、吸気弁のリフト量と吸気弁の作動角とが共に大きくなる。   On the other hand, the intake valve 10 is always urged upward by the valve spring 16 and is in the closed state, which is the same as the exhaust valve 11, but unlike the exhaust valve 11, the variable valve mechanism 18 It has. FIG. 4 is a schematic perspective view of the variable valve mechanism 18. The variable valve mechanism 18 includes an intake side operating angle variable mechanism 21 that can continuously change the lift amount and operating angle of the intake valve 10, and a crank angle position at which the intake valve 10 reaches the maximum lift (the crank angle of this intake valve). The position is hereinafter referred to as “lift valve lift angle of intake valve”) and a phase variable mechanism 41 that can change the phase (phase with respect to a crankshaft not shown) to the advance side or the retard side. . In the case where the lift amount of the intake valve 10 and the operation angle of the intake valve 10 change simultaneously by the intake side operation angle variable mechanism 21, the lift amount of the intake valve 10 and the operation angle of the intake valve 10 are collectively referred to as “intake valve”. Let's say “lift”. Therefore, when the “intake valve lift” is reduced, both the lift amount of the intake valve and the operating angle of the intake valve are reduced. Conversely, when the “intake valve lift” is increased, the lift amount of the intake valve Both the operating angle of the intake valve increase.

この可変動弁機構１８は、本出願人が先に提案したものであるが、例えば特開２００２−２５６９０５号、特開平１１−１０７７２５号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。まず、吸気側作動角可変機構２１を説明する。吸気側作動角可変機構２１は、シリンダヘッド４上部のカムブラケット（図示しない）に回転自在に支持される駆動軸２２（吸気弁の弁駆動軸）と、この駆動軸２２に、圧入等により固定される偏心カム２３と、上記駆動軸２２の上方位置に同じカムブラケットによって回転自在に支持されると共に駆動軸２２と平行に配置される制御軸３２と、この制御軸３２の偏心カム部３８に揺動自在に支持されるロッカアーム２６と、吸気弁１０の上端部に配置されているバルブリフタ３０に当接する揺動カム２９とを備えている。上記偏心カム２３とロッカアーム２６とはリンクアーム２４によって、またロッカアーム２６と揺動カム２９とはリンク部材２８よってそれぞれ連係されている。なお、図４においても１気筒当たり２つの吸気弁１０を備える多気筒内燃機関のうち一気筒分で代表させて示している。従って、吸気弁１０とバルブリフタ３０（第１バルブリフタ）と揺動カム２９とが２つずつ描かれている。上記の駆動軸２２は、後述するように、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して図示しない内燃機関のクランクシャフトによって駆動されるものである。円形外周面を有する上記偏心カム２３はその外周面の中心が駆動軸２２の軸心から所定量だけオフセットされ、偏心カム２３の外周面にリンクアーム２４の環状部が回転可能に嵌合している。   The variable valve mechanism 18 has been previously proposed by the applicant of the present application. However, since the variable valve mechanism 18 is publicly known, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-256905, Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-107725, etc., only its outline will be described. To do. First, the intake side operating angle variable mechanism 21 will be described. The intake-side operating angle variable mechanism 21 is fixed to the drive shaft 22 (valve drive shaft of the intake valve) rotatably supported by a cam bracket (not shown) above the cylinder head 4 by press fitting or the like. An eccentric cam 23, a control shaft 32 that is rotatably supported by the same cam bracket at a position above the drive shaft 22, and arranged in parallel with the drive shaft 22, and an eccentric cam portion 38 of the control shaft 32. A rocker arm 26 that is swingably supported, and a swing cam 29 that contacts a valve lifter 30 disposed at the upper end of the intake valve 10 are provided. The eccentric cam 23 and the rocker arm 26 are linked by a link arm 24, and the rocker arm 26 and the swing cam 29 are linked by a link member 28, respectively. Note that FIG. 4 also shows a representative of one cylinder of a multi-cylinder internal combustion engine having two intake valves 10 per cylinder. Accordingly, two intake valves 10, two valve lifters 30 (first valve lifters), and two swing cams 29 are drawn. As will be described later, the drive shaft 22 is driven by a crankshaft of an internal combustion engine (not shown) via a timing chain or a timing belt. The center of the outer peripheral surface of the eccentric cam 23 having a circular outer peripheral surface is offset from the shaft center of the drive shaft 22 by a predetermined amount, and the annular portion of the link arm 24 is rotatably fitted to the outer peripheral surface of the eccentric cam 23. Yes.

上記のロッカアーム２６は、略中央部が上記偏心カム部３８によって揺動可能に支持され、その一端部に連結ピン２５を介して上記リンクアーム２４のアーム部が連係し、他端部に連結ピン２７を介して上記リンク部材２８の上端部がそれぞれ連係している。上記偏心カム部３８は、制御軸３２の軸心から偏心し、従って制御軸３２の回転角度位置に応じてロッカアーム２６の揺動中心が変化することとなる。   The rocker arm 26 has a substantially central portion supported by the eccentric cam portion 38 so as to be swingable. The arm portion of the link arm 24 is linked to one end portion of the rocker arm 26 via the connecting pin 25 and the other end portion is connected to the connecting pin. 27, the upper end portions of the link members 28 are linked to each other. The eccentric cam portion 38 is eccentric from the axis of the control shaft 32, and accordingly, the rocking center of the rocker arm 26 changes according to the rotational angle position of the control shaft 32.

上記の揺動カム２９は、駆動軸２２の外周に嵌合して回転自在に支持され、側方へ延びた端部に連結ピン３７を介して上記リンク部材２８の下端部が連係している。この揺動カム２９の下面には、駆動軸２２と同心状の円弧をなす基円面と、その基円面から所定の曲線を描いて延びるカム面とが連続して形成され、これらの基円面ならびにカム面が、揺動カム２９の揺動位置に応じてバルブリフタ３０の上面に当接している。すなわち、上記基円面はベースサークル区間として、吸気弁１０のリフト量（及び吸気弁の作動角）がゼロとなる区間であり、揺動カム２９が揺動してカム面がバルブリフタ３０に接触すると、徐々に吸気弁１０が下方にリフトしていくことになる。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のランプ区間が設けられている。   The rocking cam 29 is fitted to the outer periphery of the drive shaft 22 and is rotatably supported, and the lower end portion of the link member 28 is linked to the end portion extending sideways via a connecting pin 37. . On the lower surface of the swing cam 29, a base circle surface concentric with the drive shaft 22 and a cam surface extending in a predetermined curve from the base circle surface are continuously formed. The circular surface and the cam surface are in contact with the upper surface of the valve lifter 30 according to the swing position of the swing cam 29. That is, the base circle surface is a base circle section where the lift amount of the intake valve 10 (and the operating angle of the intake valve) is zero. The swing cam 29 swings and the cam surface contacts the valve lifter 30. Then, the intake valve 10 is gradually lifted downward. A slight ramp section is provided between the base circle section and the lift section.

上記の制御軸３２は、一端部に設けられたリフト制御用アクチュエータ３３によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。このリフト制御用アクチュエータ３３は、例えば制御軸３２の後端部に設けられている部材３４の一部であって制御軸３２の軸心から所定量オフセットされた位置より突出するピン３４ａと、プランジャ３５ｂの先端に設けられたくちばし状の爪３５ａとの係合を介して、制御軸３２を回転させる油圧アクチュエータ３５と、この油圧アクチュエータ３５への供給油圧を制御する第１油圧装置（例えば油圧制御弁）３６とからなり、第１油圧装置３６は、エンジンコントロールユニット３９からの制御信号によって制御される。なお、制御軸３２の回転角度は、図示しない制御軸センサによって検出される。   The control shaft 32 is configured to rotate within a predetermined angle range by a lift control actuator 33 provided at one end. The lift control actuator 33 is, for example, a part of a member 34 provided at the rear end of the control shaft 32 and a pin 34a protruding from a position offset from the axis of the control shaft 32 by a predetermined amount, and a plunger A hydraulic actuator 35 that rotates the control shaft 32 through engagement with a beak-shaped claw 35a provided at the tip of 35b, and a first hydraulic device (for example, hydraulic control) that controls the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 35 The first hydraulic device 36 is controlled by a control signal from the engine control unit 39. The rotation angle of the control shaft 32 is detected by a control shaft sensor (not shown).

この吸気側作動角可変機構２１の作用は次のようなものである。駆動軸２２がクランクシャフト２により回転すると、偏心カム２３のカム作用によってリンクアーム２４が上下動し、これに伴ってロッカアーム２６が揺動する。このロッカアーム２６の揺動は、リンク部材２８を介して揺動カム２９へ伝達され、この揺動カム２９が揺動する。この揺動カム２９のカム作用によって、バルブリフタ３０が押圧され、吸気弁１０が下方にリフトする。ここで、リフト制御用アクチュエータ３３を介して制御軸３２の回転角度が変化すると、ロッカアーム２６の初期位置が変化し、ひいては揺動カム２９の初期揺動位置が変化する。上記の偏心カム部３８の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、吸気弁１０のバルブリフト特性は連続的に変化する。つまり、吸気弁１０のリフト量及び作動角を、両者同時に連続的に拡大、縮小させることができる。各部のレイアウトによるが、例えば、吸気弁１０のリフト量及び作動角の大小変化に伴い、吸気弁１０の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。   The operation of the intake side operating angle variable mechanism 21 is as follows. When the drive shaft 22 is rotated by the crankshaft 2, the link arm 24 moves up and down by the cam action of the eccentric cam 23, and the rocker arm 26 swings accordingly. The rocking movement of the rocker arm 26 is transmitted to the rocking cam 29 via the link member 28, and the rocking cam 29 rocks. By the cam action of the swing cam 29, the valve lifter 30 is pressed and the intake valve 10 is lifted downward. Here, when the rotation angle of the control shaft 32 changes via the lift control actuator 33, the initial position of the rocker arm 26 changes, and consequently, the initial swing position of the swing cam 29 changes. Since the initial position of the eccentric cam portion 38 can be continuously changed, the valve lift characteristic of the intake valve 10 is continuously changed accordingly. That is, the lift amount and the operating angle of the intake valve 10 can be continuously expanded and reduced simultaneously. Although depending on the layout of each part, for example, the opening timing and closing timing of the intake valve 10 change substantially symmetrically with changes in the lift amount and operating angle of the intake valve 10.

次に、位相可変機構４１は、上記の駆動軸２２の前端部に設けられるスプロケット４２と、このスプロケット４２と上記駆動軸２２とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる位相制御用アクチュエータ４３とから構成されている。上記スプロケット４２は、図示しないタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、図示しないクランクシャフトに連動している。上記位相制御用アクチュエータ４３は、例えば油圧式の回転型アクチュエータ４４と、この油圧アクチュエータ４４への供給油圧を制御する第２油圧装置（例えば油圧制御弁）４５とからなり、第２油圧装置４５は、エンジンコントロールユニット３９からの制御信号によって制御される。この位相制御用アクチュエータ４３の作用によって、スプロケット４２と駆動軸２２とが相対的に回転し、吸気弁１０のリフト中心角がクランク角に対して遅れたり進んだりする。つまり、吸気弁１０のリフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、このときの進角側や遅角側への各変化も、連続的に得ることができる。この位相可変機構４１の制御状態は、駆動軸２２の回転位置に応答する図示しない駆動軸センサによって検出される。   Next, the phase variable mechanism 41 includes a sprocket 42 provided at the front end portion of the drive shaft 22 and a phase control actuator that relatively rotates the sprocket 42 and the drive shaft 22 within a predetermined angle range. 43. The sprocket 42 is linked to a crankshaft (not shown) via a timing chain or timing belt (not shown). The phase control actuator 43 includes, for example, a hydraulic rotary actuator 44 and a second hydraulic device (for example, a hydraulic control valve) 45 that controls the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 44. The second hydraulic device 45 includes: It is controlled by a control signal from the engine control unit 39. Due to the action of the phase control actuator 43, the sprocket 42 and the drive shaft 22 rotate relatively, and the lift center angle of the intake valve 10 is delayed or advanced with respect to the crank angle. That is, the lift characteristic curve of the intake valve 10 itself does not change, and the whole advances or retards. Moreover, each change to the advance side or the retard side at this time can also be obtained continuously. The control state of the phase variable mechanism 41 is detected by a drive shaft sensor (not shown) that responds to the rotational position of the drive shaft 22.

なお、作動角可変機構２１ならびに位相可変機構４１の制御としては、制御軸センサ、駆動軸センサの各センサの検出値に基づくクローズドループ制御に限らず、運転条件に応じて単にオープンループ制御するだけでもかまわない。   Note that the control of the operating angle variable mechanism 21 and the phase variable mechanism 41 is not limited to closed loop control based on the detection values of the control axis sensor and the drive axis sensor, but simply open loop control according to operating conditions. But it doesn't matter.

このような吸気側作動角可変機構２１と位相可変機構４１とからなる可変動弁機構１８を備えた本実施形態の２ストローク式内燃機関を制御するため、クランク角センサ１７２により検出される機関回転速度Ｎｅ、機関負荷、水温センサ１７３により検出される冷却水温Ｔｗがエンジンコントロールユニット３９に入力されている。なお、機関負荷については、例えば燃料噴射制御を実行する図示しないフローにおいて、図示しないエアフローメータにより検出される吸入空気量と、機関回転速度とに基づいて基本燃料噴射パルス幅Ｔｐが算出されているので、その基本噴射パルス幅Ｔｐを機関負荷として用いればよい。水温センサ１７３により検出される冷却水温Ｔｗに代えて、油温を用いることができる。   In order to control the two-stroke internal combustion engine of this embodiment provided with such a variable valve mechanism 18 including the intake side operating angle variable mechanism 21 and the phase variable mechanism 41, the engine rotation detected by the crank angle sensor 172 is controlled. The speed Ne, the engine load, and the cooling water temperature Tw detected by the water temperature sensor 173 are input to the engine control unit 39. For the engine load, for example, in a flow (not shown) for executing fuel injection control, the basic fuel injection pulse width Tp is calculated based on the intake air amount detected by an air flow meter (not shown) and the engine speed. Therefore, the basic injection pulse width Tp may be used as the engine load. Instead of the cooling water temperature Tw detected by the water temperature sensor 173, the oil temperature can be used.

そして、エンジンコントロールユニット３９では次のような制御を行う。すなわち、冷却水温Ｔｗに基づいて内燃機関の暖機が完了したか否かをみて、内燃機関の暖機完了後になると、機関回転速度Ｎｅと基本噴射パルス幅Ｔｐとから定まる運転条件が低回転速度域（あるいは低負荷域）にあるか否かをみる。これは、機関回転速度Ｎｅと基本噴射パルス幅Ｔｐとをパラメータとする運転領域図において予め低回転速度域とする領域を定めておけばよい。運転条件がこの予め定めてある低回転速度域にあるときには吸気弁１０のリフトを小さくする指示を第１油圧装置３６に対して、かつこのときの最適な吸気弁の開閉時期となるように吸気弁１０のリフト中心角（つまり吸気弁の開閉時期）を進遅させる指示を第２油圧装置４５に対して出す。一方、運転条件がこの予め定めてある低回転速度域にない、つまり高回転速度域にあるときには吸気弁１０のリフトを大きくする指示を第１油圧装置３６に対して、かつこのときの最適な吸気弁の開閉時期となるように吸気弁１０のリフト中心角（つまり吸気弁の開閉時期）を進遅させる指示を第２油圧装置４５に対して出す。   The engine control unit 39 performs the following control. That is, it is determined whether or not the internal combustion engine has been warmed up based on the coolant temperature Tw. When the internal combustion engine has been warmed up, the operating condition determined from the engine rotational speed Ne and the basic injection pulse width Tp is a low rotational speed. It is checked whether it is in the area (or low load area). This may be determined in advance in a region where the engine speed Ne and the basic injection pulse width Tp are used as parameters in the operating region diagram. When the operating condition is within this predetermined low rotational speed range, the instruction to reduce the lift of the intake valve 10 is given to the first hydraulic device 36, and the intake valve is set so as to be the optimum opening / closing timing of the intake valve at this time. An instruction to advance or retard the lift center angle of the valve 10 (that is, the opening / closing timing of the intake valve) is issued to the second hydraulic device 45. On the other hand, when the operating condition is not in the predetermined low rotational speed range, that is, in the high rotational speed range, an instruction to increase the lift of the intake valve 10 is given to the first hydraulic device 36 and the optimum at this time The second hydraulic device 45 is instructed to advance or retard the lift center angle of the intake valve 10 (that is, the intake valve open / close timing) so that the intake valve open / close timing is reached.

ここでは運転条件を簡易的に低回転速度域と高回転速度域の２つに分け、これに対応して吸気弁１０のリフトも大小の２つである場合で説明したが、運転条件を低負荷域と高負荷域の２つに分け、これに対応して低負荷域で吸気弁１０のリフトを小さくし、高負荷域になるほと吸気弁のリフトを大きするようにしてもかまわない。また、内燃機関の回転速度が高くなるほどあるいは機関負荷が大きくなるほど吸気弁１０のリフトが連続的に大きくなるようにしてもかまわない。   Here, the operating conditions are simply divided into two regions of a low rotational speed region and a high rotational speed region, and the case where the lift of the intake valve 10 is correspondingly large and small has been described. It may be divided into a load range and a high load range, and the lift of the intake valve 10 may be reduced in the low load range and the intake valve lift may be increased in the high load range. . Further, the lift of the intake valve 10 may be continuously increased as the rotational speed of the internal combustion engine is increased or the engine load is increased.

このような吸気側作動角可変機構２１と位相可変機構４１とからなる可変動弁機構１８を備えた本実施形態の２ストローク式内燃機関は、スロットル弁９４のみに依存せず、吸気弁１０の開閉を制御することによって吸入空気量が制御される。なお、実用内燃機関では、ブローバイガスの還流等のために吸気系に若干の負圧が存在していることが好ましいので、図１に示すように吸気通路の上流側にスロットル弁９４を設けている。   The two-stroke internal combustion engine of this embodiment provided with such a variable valve mechanism 18 composed of the intake-side operating angle variable mechanism 21 and the phase variable mechanism 41 does not depend only on the throttle valve 94 and the intake valve 10 The intake air amount is controlled by controlling opening and closing. In a practical internal combustion engine, it is preferable that a slight negative pressure exists in the intake system for recirculation of blow-by gas. Therefore, as shown in FIG. 1, a throttle valve 94 is provided upstream of the intake passage. Yes.

図２を参照して、動弁形式がＤＯＨＣの場合に、吸気弁１０の弁軸と排気弁１１の弁軸とのなす角度である弁挟角を小さくすると、機関前面での吸・排気弁の弁駆動系のレイアウトに影響する。つまり、可変動弁機構１８を備えない場合でも、動弁形式がＤＯＨＣである２ストローク式内燃機関の弁挟角を小さくしたときには、機関前面において吸気弁用カムシャフトの先端に取り付けられる吸気スプロケットと、排気弁用カムシャフトの先端に取り付けられる排気スプロケットとが近接してしまう。このとき、２つの吸・排気弁１０、１１を伸ばすことで、より小さな弁狭角に対応することは可能であるが、機関高さが増加してしまうため、小さな弁挟角への対処として吸・排気弁１０、１１を伸ばすことは得策でない。一方、吸気、排気の各スプロケットを小さくすると、これに対応してクランクスプロケットの径を小さくしなければならず、今度はプーリの巻きつけ角などの成立性が困難となる。そこで、こうした場合にギアを用いて成立解を見い出すこともできるが、この場合、クランクシャフトとカムシャフトとのタイミングのずれを排除するため、シザーズギア等を用いることとなる。しかしながら、シザーズギア等を用いるのでは内燃機関のフリクションが増加してしまう。動弁形式がＤＯＨＣである２ストローク式内燃機関において、弁挟角が小さいことに伴うこうした問題は、上述した可変動弁機構１８を備えさせる場合にも全く同じに生じる。   Referring to FIG. 2, when the valve operating type is DOHC, the intake / exhaust valve at the front of the engine is reduced by reducing the valve clamping angle, which is the angle formed by the valve shaft of intake valve 10 and the valve shaft of exhaust valve 11. This affects the layout of the valve drive system. That is, even when the variable valve mechanism 18 is not provided, when the valve sandwich angle of the two-stroke internal combustion engine whose valve operating type is DOHC is reduced, the intake sprocket attached to the tip of the intake valve camshaft in front of the engine The exhaust sprocket attached to the tip of the exhaust valve camshaft is close to the exhaust valve camshaft. At this time, it is possible to cope with a smaller valve narrow angle by extending the two intake / exhaust valves 10 and 11, but since the engine height increases, It is not a good idea to extend the intake and exhaust valves 10 and 11. On the other hand, if the intake and exhaust sprockets are made smaller, the diameter of the crank sprocket must be reduced correspondingly, and this makes it difficult to establish the wrapping angle of the pulley. Therefore, in such a case, a successful solution can be found using a gear. In this case, a scissor gear or the like is used in order to eliminate a timing shift between the crankshaft and the camshaft. However, using a scissors gear or the like increases the friction of the internal combustion engine. In a two-stroke internal combustion engine in which the valve operating type is DOHC, such a problem due to a small valve clamping angle also occurs when the variable valve operating mechanism 18 described above is provided.

ここで、作動角可変機構２１の上記駆動軸２２は、可変動弁機構１８を備えない２ストローク式内燃機関において動弁方式がＤＯＨＣである場合の吸気弁用カムシャフト（吸気弁の弁駆動軸）に相当するので、前述したように、吸気弁１０の弁軸線ｇ上に駆動軸２２の軸心がくるように設けられるのが基本であるが、本実施形態では、これと相違して、図２にも示したように、吸気弁１０と排気弁１１を左右に並べた面（つまり紙面）に直交する方向からみて、吸気弁１０の弁軸線ｇで左右に分割したとき、駆動軸２２（２つの弁駆動軸の少なくとも一方）をこの弁軸線ｇよりも図で左側（つまり弁軸線ｇの右側にはシリンダ軸線ｃがあるがこのシリンダ軸線ｃがあるのと反対側）に偏心させる、つまり弁軸線ｇに対してシリンダ軸線ｃから遠い側にオフセットさせて設けることで、動弁形式がＤＯＨＣである２ストローク式内燃機関において、弁挟角が小さいことに伴う上記問題点を解消させる。すなわち、駆動軸２２を図で左方に偏心させることは、駆動軸２２を含めた可変動弁機構１８の全体が図で左側に移動することを意味し、可変動弁機構１８が全体としてシリンダ軸線ｃより離れる方向に配置されると、吸気カムスプロケットの周りに可変動弁機構１８を配置するスペースが新たに生じることになり、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトの成立が容易になる。なお、駆動軸２２が吸気弁１０の弁軸線ｇよりも偏心している場合の吸気側作動角可変機構２１の動きそのものは、駆動軸２２が吸気弁１０の弁軸線ｇより偏心していない場合の動きと基本的に変わりない。   Here, the drive shaft 22 of the variable operating angle mechanism 21 is the intake valve camshaft (valve drive shaft of the intake valve) when the valve operating system is DOHC in a two-stroke internal combustion engine that does not include the variable valve mechanism 18. Therefore, as described above, it is basically provided that the axis of the drive shaft 22 is positioned on the valve axis g of the intake valve 10, but in the present embodiment, unlike this, As shown in FIG. 2, when the intake valve 10 and the exhaust valve 11 are divided into left and right along the valve axis g of the intake valve 10 when viewed from the direction perpendicular to the plane in which the intake valve 10 and the exhaust valve 11 are arranged side by side (that is, the paper), (At least one of the two valve drive shafts) is eccentric to the left side of the valve axis line g (that is, the cylinder axis line c is on the right side of the valve axis line g but opposite to the cylinder axis line c). That is, from the cylinder axis c to the valve axis g By providing is offset to have side valve operating format in a two-stroke internal combustion engine is a DOHC, to solve the above problems accompanying the valve included angle is small. That is, decentering the drive shaft 22 to the left in the drawing means that the entire variable valve mechanism 18 including the drive shaft 22 moves to the left in the drawing, and the variable valve mechanism 18 as a whole is a cylinder. If it is arranged in a direction away from the axis c, a space for arranging the variable valve mechanism 18 around the intake cam sprocket is newly created, and the chain layout of the intake / exhaust valve drive system can be easily established. Become. The movement of the intake side operating angle variable mechanism 21 when the drive shaft 22 is eccentric from the valve axis g of the intake valve 10 itself is the movement when the drive shaft 22 is not eccentric from the valve axis g of the intake valve 10. And basically the same.

同様にして、図２にも示したように、吸気弁１０と排気弁１１を左右に並べた面（紙面）に直交する方向からみて、排気弁１１の弁軸線ｈで左右に分割したとき、排気弁用カムシャフト１４（２つの弁駆動軸の少なくとも一方）をこの弁軸線ｈよりも図で右側（つまり弁軸線ｈの左側にはシリンダ軸線ｃがあるがこのシリンダ軸線ｃがあるのと反対側）に偏心させて設け、つまり弁軸線ｈに対してシリンダ軸線ｃよりも遠い側にオフセットさせて設け、これによっても動弁形式がＤＯＨＣである２ストローク式内燃機関において、弁挟角が小さいことに伴う上記問題点を解消させる。すなわち、排気弁用カムシャフト１４を図で右方に偏心させることは、排気弁用カムシャフト１４を含めた弁駆動系の全体が図で右側に移動することを意味し、排気弁の弁駆動系が全体としてシリンダ軸線ｃより離れる方向に配置されると、排気カムスプロケットの周りにも新たなスペースが生じることになり、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトを成立させることがさらに容易になる。   Similarly, as shown in FIG. 2, when the intake valve 10 and the exhaust valve 11 are divided into left and right by the valve axis h of the exhaust valve 11 when viewed from the direction orthogonal to the surface (paper surface) arranged side by side, The exhaust valve camshaft 14 (at least one of the two valve drive shafts) is located on the right side of the valve axis line h (that is, the cylinder axis line c is on the left side of the valve axis line h, but is opposite to the cylinder axis line c). In the two-stroke internal combustion engine in which the valve operating type is DOHC, the valve sandwiching angle is small, which is provided eccentrically on the side), that is, offset from the valve axis h to the side farther from the cylinder axis c. The above problems associated with the problem are solved. That is, decentering the exhaust valve camshaft 14 to the right in the figure means that the entire valve drive system including the exhaust valve camshaft 14 moves to the right in the figure. If the system is arranged in a direction away from the cylinder axis c as a whole, a new space will also be generated around the exhaust cam sprocket, making it easier to establish a chain layout for the intake / exhaust valve drive system become.

このように本実施形態では、円筒状の側壁に開口部のないシリンダ２を摺動するピストン３を備え、ペントルーフ型の燃焼室７の上方に吸気弁１０の弁駆動軸と、排気弁１１の弁駆動とを有し、このうち吸気弁１０の弁駆動軸で吸気弁１０を、また排気弁１１の弁駆動軸で排気弁１１を独立に駆動すると共に、弁挟角を小さく設定している２ストローク式内燃機関において、吸気側作動角可変機構２１（吸気弁、排気弁の少なくとも一方のリフト量または作動角を可変に制御可能な可変動弁機構）を備え、吸気弁１０の弁駆動軸である駆動軸２２を対象とし、図２において吸気弁１０と排気弁１１を左右に並べた面（つまり紙面）に直交する方向からみて、この対象としている吸気弁１０の弁駆動軸である駆動軸２２により駆動される吸気弁１０の弁軸線ｇで左右に分割したとき、この対象としている吸気弁１０の弁駆動軸である駆動軸２２を、シリンダの軸線ｃのない側（図で左側）に偏心させて設けるので、燃焼室７内に形成されるタンブルにより燃焼室７内の既燃ガスを効率よく掃気しつつ、高回転速度時（あるいは高負荷時）に吸気弁１０が絞りとして作用することがなくなり、特に４ストローク式内燃機関よりも吸気弁１０の開弁期間の短い２ストローク式内燃機関にあっても、シリンダ２内への空気充填がスムーズに十分に行われ、高回転速度時の比出力が向上し、さらに動弁形式がＤＯＨＣであっても、吸気カムスプロケットの周りに吸気側作動角可変機構２１（可変動弁機構）を配置するスペースを確保でき、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトを容易に成立させることができる。   As described above, in this embodiment, the piston 3 that slides the cylinder 2 having no opening on the cylindrical side wall is provided, and the valve drive shaft of the intake valve 10 and the exhaust valve 11 are disposed above the pent roof type combustion chamber 7. Among them, the intake valve 10 is driven by the valve drive shaft of the intake valve 10, the exhaust valve 11 is driven independently by the valve drive shaft of the exhaust valve 11, and the valve sandwich angle is set small. The two-stroke internal combustion engine includes an intake side operating angle variable mechanism 21 (a variable valve mechanism capable of variably controlling a lift amount or an operating angle of at least one of an intake valve and an exhaust valve), and a valve drive shaft of the intake valve 10 The drive shaft 22 is a drive that is the valve drive shaft of the target intake valve 10 when viewed from a direction orthogonal to the plane in which the intake valve 10 and the exhaust valve 11 are arranged side by side (that is, the paper surface) in FIG. Intake valve driven by shaft 22 When the valve axis g of 0 is divided into left and right, the drive shaft 22 which is the valve drive shaft of the target intake valve 10 is eccentrically provided on the side without the cylinder axis c (left side in the figure), so that combustion While the burned gas in the combustion chamber 7 is efficiently scavenged by the tumble formed in the chamber 7, the intake valve 10 does not act as a throttle at a high rotation speed (or at a high load), and in particular, four strokes Even in a 2-stroke internal combustion engine in which the valve opening period of the intake valve 10 is shorter than that of the internal combustion engine, the air in the cylinder 2 is smoothly and sufficiently charged, and the specific output at high rotational speed is improved. Furthermore, even if the valve type is DOHC, it is possible to secure a space for arranging the intake side operating angle variable mechanism 21 (variable valve mechanism) around the intake cam sprocket, and the chain layout of the valve drive system of the intake and exhaust valves easily It is possible to stand.

また、排気弁１１の弁駆動軸である排気弁カムシャフト１４を対象とし、図２において吸気弁１０と排気弁１１を左右に並べた面（つまり紙面）に直交する方向からみて、この対象としている排気弁１１の弁駆動軸である排気弁カムシャフト１４により駆動される排気弁１１の弁軸線ｈで左右に分割したとき、この対象としている排気弁１１の弁駆動軸である排気弁カムシャフト１４を、シリンダの軸線ｃのない側（図で右側）に偏心させて設けるので、燃焼室７内に形成されるタンブルにより燃焼室７内の既燃ガスを効率よく掃気しつつ、動弁形式がＤＯＨＣであっても、排気カムスプロケットの周りに排気弁１１の弁駆動系を配置するスペースを確保でき、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトを容易に成立させることができる。   Further, the exhaust valve camshaft 14 that is the valve drive shaft of the exhaust valve 11 is an object, and the object is seen from a direction orthogonal to the plane in which the intake valve 10 and the exhaust valve 11 are arranged on the left and right in FIG. The exhaust valve camshaft, which is the valve drive shaft of the exhaust valve 11 of interest, when divided into the left and right by the valve axis h of the exhaust valve 11 driven by the exhaust valve camshaft 14 which is the valve drive shaft of the exhaust valve 11 14 is provided eccentrically on the side without the cylinder axis c (right side in the figure), so that the burned gas in the combustion chamber 7 is efficiently scavenged by the tumble formed in the combustion chamber 7, and the valve operating type Even if it is DOHC, a space for arranging the valve drive system of the exhaust valve 11 around the exhaust cam sprocket can be secured, and the chain layout of the valve drive system of the intake and exhaust valves can be easily established.

更に、吸気ポート８と、開弁状態にある吸気弁１０との隙間に形成される有効開口面積を、吸気側のシリンダ壁２ａに沿う流れｅを形成する有効開口面積である第１有効開口面積と、燃焼室７の中央へと向かう流れｆを形成する有効開口面積である第２有効開口面積との２つに分けた場合に、第１有効開口面積のほうが、第２有効開口面積よりも大きくなるようにするので、吸気側シリンダ壁２ａに沿う流れが主となって、燃焼室７内に生成されるタンブルが強化されることとなり、掃気効率をさらに向上できる。   Further, the effective opening area formed in the gap between the intake port 8 and the intake valve 10 in the valve open state is the first effective opening area that is the effective opening area that forms the flow e along the cylinder wall 2a on the intake side. And the second effective opening area, which is the effective opening area that forms the flow f toward the center of the combustion chamber 7, the first effective opening area is more than the second effective opening area. Since it becomes large, the flow along the intake side cylinder wall 2a is mainly used, and the tumble generated in the combustion chamber 7 is strengthened, and the scavenging efficiency can be further improved.

加えて、駆動軸２２（吸気弁の弁駆動軸）と吸気弁１０の頭部との間にバルブリフタ３０（第１バルブリフタ）を、また排気弁用カムシャフト１４（排気弁の弁駆動軸）と排気弁１１の頭部との間にバルブリフタ１３（第２バルブリフタ）を備えるので、ロッカーアームを廃止でき簡素な構成とすることができる。   In addition, a valve lifter 30 (first valve lifter) is provided between the drive shaft 22 (valve drive shaft of the intake valve) and the head of the intake valve 10, and an exhaust valve camshaft 14 (valve drive shaft of the exhaust valve). Since the valve lifter 13 (second valve lifter) is provided between the head of the exhaust valve 11, the rocker arm can be eliminated and a simple configuration can be achieved.

可変動弁機構１８は、吸気側作動角可変機構２１（吸気弁のリフト量または作動角を変化させ得る吸気側作動角可変機構）と、位相可変機構４１とからなり、吸気側作動角可変機構２１は、クランクシャフトにより駆動される駆動軸２２と、この駆動軸２２により回転駆動される偏心カム２３と、この偏心カム２３に摺動可能に嵌合されるリンクアーム２４と、駆動軸２２に平行に配置され、シリンダヘッドに回転可能に支持される制御軸３２と、この制御軸３２の偏心カム部３８に回転可能に支持され、リンクアーム２４により揺動駆動されるロッカーアーム２６と、このロッカーアーム２６に連結されるリンク部材２８と、駆動軸２２に回転可能に支持され、リンク部材２８により揺動駆動される揺動カム２９と、この揺動カム２９に当接し吸気弁１０と一体的に作動するバルブリフタ３０と、制御軸３２の偏心カム部３８の回転角度位置を制御可能なアクチュエータ３３とを含み、駆動軸２２が上記対象としている弁駆動軸であるので、バルブリフタ３０のトラベル増大により、同じクランク角だけ回転させたときの吸気弁１０のリフトが、駆動軸２２（対象としている弁駆動軸）を吸気弁１０の弁軸線ｇより偏心させていない場合より大きくなり、高回転速度時の新気充填量を増加させることができる。   The variable valve mechanism 18 includes an intake-side operating angle variable mechanism 21 (an intake-side operating angle variable mechanism that can change the lift amount or operating angle of the intake valve) and a phase variable mechanism 41, and includes an intake-side operating angle variable mechanism. Reference numeral 21 denotes a drive shaft 22 driven by the crankshaft, an eccentric cam 23 driven to rotate by the drive shaft 22, a link arm 24 slidably fitted to the eccentric cam 23, and the drive shaft 22. A control shaft 32 that is arranged in parallel and is rotatably supported by the cylinder head, a rocker arm 26 that is rotatably supported by an eccentric cam portion 38 of the control shaft 32 and is driven to swing by the link arm 24, and A link member 28 connected to the rocker arm 26, a swing cam 29 rotatably supported by the drive shaft 22 and driven to swing by the link member 28, and the swing cam 29 Since the valve lifter 30 that operates integrally with the intake valve 10 and the actuator 33 that can control the rotational angle position of the eccentric cam portion 38 of the control shaft 32 are included, the drive shaft 22 is the target valve drive shaft. The lift of the valve lifter 30 increases the lift of the intake valve 10 when rotated by the same crank angle than when the drive shaft 22 (target valve drive shaft) is not eccentric from the valve axis g of the intake valve 10. It becomes large and the amount of fresh air filling at high rotational speed can be increased.

図５に示す第２の動弁例では、吸気弁１０に対して可変動弁機構を備えさせた上に、さらに排気弁１１に対しても吸気弁１０に対して備えさせたと同じ構成の可変動弁機構を対称的に備えさせたものである。すなわち、第１の動弁例と同じように吸気弁１０のリフトを変化させ得る吸気側作動角可変機構２１と、吸気弁１０のリフト中心角の位相を進角側もしくは遅角側に変化させ得る位相可変機構４１とが組み合わされて、吸気弁１０に対する可変動弁機構１８が構成され、さらに、排気弁１１のリフトを変化させ得る排気側作動角可変機構６１と、排気弁１１のリフト中心角の位相を進角側もしくは遅角側に変化させ得る図４の位相可変機構４１と同様の位相可変機構とが組み合わされて排気弁１１に対する可変動弁機構５８が構成される。   In the second valve operation example shown in FIG. 5, the variable valve mechanism is provided for the intake valve 10 and the exhaust valve 11 is also provided for the intake valve 10. A variable valve mechanism is provided symmetrically. That is, the intake side operating angle variable mechanism 21 that can change the lift of the intake valve 10 and the phase of the lift center angle of the intake valve 10 are changed to the advance side or the retard side as in the first valve operation example. The variable valve mechanism 18 for the intake valve 10 is configured in combination with the variable phase mechanism 41 to be obtained, and further, the exhaust side operating angle variable mechanism 61 that can change the lift of the exhaust valve 11 and the lift center of the exhaust valve 11. A variable valve mechanism 58 for the exhaust valve 11 is configured in combination with the phase variable mechanism 41 similar to the phase variable mechanism 41 of FIG. 4 that can change the phase of the angle to the advance side or the retard side.

排気弁１１に対する可変動弁機構５８の詳細は図４と同様である。なお、排気側作動角可変機構６１と、吸気側作動角可変機構２１とを区別するため、吸気側作動角可変機構２１のほうの構成要素に「第１」を、排気側作動角可変機構６１のほうの構成要素に「第２」に適宜付記する。吸気側作動角可変機構２１は、クランクシャフトにより駆動される第１駆動軸２２（吸気弁の弁駆動軸）と、この第１駆動軸２２により回転駆動される第１偏心カム２３と、この第１偏心カム２３に摺動可能に嵌合される第１リンクアーム２４と、上記第１駆動軸２２に平行に配置され、シリンダヘッドに回転可能に支持される第１制御軸３２と、この第１制御軸３２の偏心カム部３８に回転可能に支持され、上記第１リンクアーム２４により揺動駆動される第１ロッカーアーム２６と、この第１ロッカーアーム２６に連結される第１リンク部材２８と、上記第１駆動軸２２に回転可能に支持され、上記第１リンク部材２８により揺動駆動される第１揺動カム２９と、この第１揺動カム２９に当接し上記吸気弁１０と一体的に作動する第１バルブリフタ３０と、上記第１制御軸３２の偏心カム部３８の回転角度位置を制御可能な第１アクチュエータ３３とを含むことになる。   The details of the variable valve mechanism 58 for the exhaust valve 11 are the same as in FIG. In order to distinguish between the exhaust-side operating angle variable mechanism 61 and the intake-side operating angle variable mechanism 21, “first” is used as the component of the intake-side operating angle variable mechanism 21, and the exhaust-side operating angle variable mechanism 61. The second component is appropriately added as “second”. The intake-side operating angle variable mechanism 21 includes a first drive shaft 22 (valve drive shaft of an intake valve) driven by a crankshaft, a first eccentric cam 23 driven to rotate by the first drive shaft 22, and a first A first link arm 24 slidably fitted to one eccentric cam 23, a first control shaft 32 disposed in parallel to the first drive shaft 22 and rotatably supported by the cylinder head; A first rocker arm 26 rotatably supported by an eccentric cam portion 38 of one control shaft 32 and driven to swing by the first link arm 24, and a first link member 28 coupled to the first rocker arm 26 A first swing cam 29 rotatably supported by the first drive shaft 22 and driven to swing by the first link member 28, and the intake valve 10 in contact with the first swing cam 29. The first bar that operates integrally And Burifuta 30 will include a first actuator 33 capable of controlling the rotational angular position of the eccentric cam portion 38 of the first control shaft 32.

これに対して、排気側作動角可変機構６１は、クランクシャフトにより駆動される第２駆動軸６２（排気弁の弁駆動軸）と、この第２駆動軸６２により回転駆動される第２偏心カム６３と、この第２偏心カム６３に摺動可能に嵌合される第２リンクアーム６４と、上記第２駆動軸６２に平行に配置され、シリンダヘッドに回転可能に支持される第２制御軸７２と、この第２制御軸７２の偏心カム部７８に回転可能に支持され、上記第２リンクアーム６４により揺動駆動される第２ロッカーアーム６６と、この第２ロッカーアーム６６に連結される第２リンク部材６８と、上記第２駆動軸６２に回転可能に支持され、上記第２リンク部材６８により揺動駆動される第２揺動カム６９と、この第２揺動カム６９に当接し上記排気弁１１と一体的に作動する第２バルブリフタ１３と、上記第２制御軸７２の偏心カム部７８の回転角度位置を制御可能な第２アクチュエータ７３とを含んている。   In contrast, the exhaust-side operating angle variable mechanism 61 includes a second drive shaft 62 driven by a crankshaft (a valve drive shaft of an exhaust valve) and a second eccentric cam that is rotationally driven by the second drive shaft 62. 63, a second link arm 64 slidably fitted to the second eccentric cam 63, and a second control shaft that is arranged in parallel to the second drive shaft 62 and is rotatably supported by the cylinder head. 72, a second rocker arm 66 rotatably supported by the eccentric cam portion 78 of the second control shaft 72, and driven to swing by the second link arm 64, and connected to the second rocker arm 66. A second link member 68, a second swing cam 69 that is rotatably supported by the second drive shaft 62 and driven to swing by the second link member 68, and abuts against the second swing cam 69. Integrated with the exhaust valve 11 A second valve lifter 13 to the dynamic, and includes a second actuator 73 capable of controlling the rotational angular position of the eccentric cam portion 78 of the second control shaft 72.

そして、吸気弁１０と排気弁１１を左右に並べた面（つまり紙面）に直交する方向からみて、排気弁１１の弁軸線ｈで左右に分割したとき、排気弁１１の弁駆動軸である第２駆動軸６２をこの排気弁１１の弁軸線ｈよりも図で右側（つまり弁軸線ｈの左側にはシリンダ軸線ｃがあるがこのシリンダ軸線ｃがあるのと反対側）に偏心させて設けることで、動弁形式がＤＯＨＣである２ストローク式内燃機関において、弁挟角が小さいことに伴う問題点を解消させる。   When the intake valve 10 and the exhaust valve 11 are divided into left and right along the valve axis h of the exhaust valve 11 when viewed from the direction orthogonal to the plane in which the left and right sides are arranged side by side (that is, the paper surface), The two drive shafts 62 are provided eccentric to the right side of the valve axis line h of the exhaust valve 11 (that is, the cylinder axis line c is on the left side of the valve axis line h, but on the opposite side of the cylinder axis line c). Thus, in a two-stroke internal combustion engine in which the valve operating type is DOHC, problems associated with a small valve clamping angle are solved.

すなわち、この第２の動弁例によれば、排気側作動角可変機構６１（吸気弁、上記排気弁の少なくとも一方のリフト量または作動角を可変に制御可能な可変動弁機構）をも備え、排気弁１１の弁駆動軸である第２駆動軸６２をも対象とし、この対象としている排気弁１１の弁駆動軸である第２駆動軸を６２を、シリンダの軸線ｃのない側（図で右方）に偏心させて設けているので、燃焼室７内に形成されるタンブルにより燃焼室７内の既燃ガスを効率よく掃気しつつ、高回転速度時（あるいは高負荷時）に排気弁１１が絞りとして作用することもなくなり、特に４ストローク式内燃機関よりも排気弁１１の開弁期間の短い２ストローク式内燃機関にあっても、シリンダ２内より排気ポート９への掃気がスムーズに十分に行われ、さらに動弁形式がＤＯＨＣであっても、第１の動弁例と同様に、第２駆動軸６２を含めた、排気弁１１に対する可変動弁機構５８の全体が図で右側に移動し、可変動弁機構５８が全体としてシリンダ軸線ｃより離れる方向に配置されることから、排気カムスプロケットの周りに排気側作動角可変機構６１（可変動弁機構５８）を配置するスペースを確保でき、吸・排気弁の弁駆動系のチェーンレイアウトを容易に成立させることができる。また、第１、第２のバルブリフタ３０、１３のトラベル増大により、同じクランク角だけ回転させたときの吸気弁１０と排気弁１１の各リフトが、第１、第２の駆動軸２２、６２（弁駆動軸）を弁軸線ｇ、ｈより偏心させていない場合より大きくなり、高回転速度時の新気充填量と掃気量とを増加させることができる。   That is, according to the second valve operating example, the exhaust side operating angle variable mechanism 61 (an intake valve, a variable valve mechanism capable of variably controlling the lift amount or operating angle of at least one of the exhaust valves) is also provided. Further, the second drive shaft 62 that is the valve drive shaft of the exhaust valve 11 is also targeted, and the second drive shaft 62 that is the valve drive shaft of the exhaust valve 11 that is the target is the side without the cylinder axis c (see FIG. The right side of the combustion chamber 7 is provided eccentrically so that the burned gas in the combustion chamber 7 is efficiently scavenged by the tumble formed in the combustion chamber 7 and exhausted at a high rotational speed (or at a high load). The valve 11 does not act as a throttle, and the scavenging from the cylinder 2 to the exhaust port 9 is smooth even in a 2-stroke internal combustion engine in which the exhaust valve 11 has a shorter valve opening period than the 4-stroke internal combustion engine. Well made and further valve operated Even if DOHC is DOHC, the entire variable valve mechanism 58 with respect to the exhaust valve 11 including the second drive shaft 62 moves to the right in the drawing, as in the first valve operation example, and the variable valve mechanism 58 Is disposed in a direction away from the cylinder axis c as a whole, it is possible to secure a space for disposing the exhaust side operating angle variable mechanism 61 (variable valve mechanism 58) around the exhaust cam sprocket. The chain layout of the drive system can be easily established. Further, due to the increased travel of the first and second valve lifters 30 and 13, the lifts of the intake valve 10 and the exhaust valve 11 when rotated by the same crank angle cause the first and second drive shafts 22 and 62 ( The valve drive shaft is larger than the case where it is not decentered from the valve axis lines g and h, and the amount of fresh air filling and scavenging can be increased at high rotational speeds.

なお、燃料噴射弁の配置としては、図１に示すような吸気ポートへ噴射するポート噴射型のものでも良いが、図６に示すようにシリンダ２内の燃焼室７へ直接燃料を噴射する筒内直接噴射型のものが好ましい。この場合、燃料噴射弁９５の噴射時期を吸気弁１０及び排気弁１１の双方が閉弁した直後の時期とする（図８参照）。   The fuel injection valve may be of a port injection type that injects into the intake port as shown in FIG. 1, but a cylinder that directly injects fuel into the combustion chamber 7 in the cylinder 2 as shown in FIG. An inner direct injection type is preferred. In this case, the injection timing of the fuel injection valve 95 is set to a timing immediately after both the intake valve 10 and the exhaust valve 11 are closed (see FIG. 8).

次に、本実施形態の特徴的な構成及び作用効果について説明する。２ストローク式内燃機関は、吸気圧力で排気を掃気するシステムであるため、吸気弁、排気弁のバルブタイミングによって、新気の吹き抜けが生じたり、残留ガス量が増加したりする。一方、排気エミッションの有効な後処理には、上流側触媒９７や下流側触媒９８に３元触媒を用いることが低コストで且つ有効であるが、その場合には、排出ガスの空気／燃料比すなわち空燃比を触媒の要求する比率内に設定しておくことが望ましい。他方、燃焼面でいうと、残留ガスを燃焼が安定する範囲内に調整することが必要となる。この許容される残留ガス量は、機関の暖機状態によって異なり、冷機時には、暖機後の状態に比べ、許容される残留ガス量が少ない。このため、３元触媒を用いた本システムでは、新気の吹き抜けを防止しつつ、機関の暖機状態に応じて、残留ガス量をコントロールできることが望ましい。３元触媒を使用するには、トラップした率がほぼ１００％である必要が生じる。その範囲で、ほぼ同一（例えば２０％）の充填効率の場合、最も残留ガス率（すなわち、残留ガス量）を低下できるのは、排気弁閉時期を遅角（大作動角化）した状態とし、かつ、吸気弁開時期及び閉時期を遅角させた状態である。そこで本実施形態では後述するように、冷機状態では暖機後の状態に比して排気弁閉時期を遅角（大作動角化）させるとともに、吸気弁開時期及び閉時期を遅角させている。   Next, the characteristic configuration and operational effects of this embodiment will be described. Since the two-stroke internal combustion engine is a system that scavenges exhaust gas with intake pressure, fresh air is blown out or the amount of residual gas increases depending on the valve timing of the intake and exhaust valves. On the other hand, for effective post-processing of exhaust emission, it is effective to use a three-way catalyst for the upstream catalyst 97 and the downstream catalyst 98 at a low cost, but in that case, the air / fuel ratio of the exhaust gas That is, it is desirable to set the air-fuel ratio within a ratio required by the catalyst. On the other hand, in terms of combustion, it is necessary to adjust the residual gas within a range in which combustion is stable. The allowable residual gas amount varies depending on the warm-up state of the engine, and the allowable residual gas amount is smaller when the engine is cold than when the engine is warmed. For this reason, in this system using a three-way catalyst, it is desirable that the amount of residual gas can be controlled according to the warm-up state of the engine while preventing fresh air from being blown through. In order to use a three-way catalyst, the trapped rate needs to be approximately 100%. Within that range, when the charging efficiency is almost the same (for example, 20%), the residual gas ratio (that is, residual gas amount) can be reduced most when the exhaust valve closing timing is retarded (larger operating angle). In addition, the intake valve opening timing and closing timing are retarded. Therefore, in this embodiment, as described later, in the cold state, the exhaust valve closing timing is retarded (larger operating angle) than in the state after warming up, and the intake valve opening timing and closing timing are retarded. Yes.

図７は、暖機状態に応じた吸・排気弁のバルブリフト特性に設定制御の流れの一例を示すフローチャートである。ステップＳ１では、冷却水温Ｔｗを読み込む。ステップＳ２では、冷却水温Ｔｗに基づいて、冷機状態か否かを判定する。例えば、冷却水温Ｔｗが所定の判定値以下であれば冷機状態であると判定する。冷機状態であれば、ステップＳ３へ進み、冷機用の吸・排気弁のバルブリフト特性に設定する。すなわち、冷機状態においては、暖機後の状態に比して、排気弁閉時期が大幅に遅角化するように、作動角を大きくしつつ位相を遅角化し、また吸気弁の開時期及び閉時期を遅角化するようにその位相を遅角させることで、残留ガス量を抑制し、安定した燃焼状態を実現している。一方、暖機後の状態と判定されれば、ステップＳ４へ進み、暖機後用のバルブリフト特性に設定する。この暖機後の状態では、比較的燃焼状態が安定していることから、上記の冷機状態に比して、吸気弁開時期及び閉時期を進角させるとともに、排気弁閉時期を大幅に進角化、つまり小作動角化及び位相の進角化を行う。これにより、残留ガス量つまり作動ガス量を増加させて、冷却損失の低減化を図ることができる。   FIG. 7 is a flowchart showing an example of the flow of setting control for the valve lift characteristics of the intake and exhaust valves according to the warm-up state. In step S1, the coolant temperature Tw is read. In step S2, it is determined based on the cooling water temperature Tw whether or not it is in a cold state. For example, if the coolant temperature Tw is equal to or lower than a predetermined determination value, it is determined that the engine is in the cold state. If it is in the cold state, the process proceeds to step S3, and the valve lift characteristic of the cold air intake / exhaust valve is set. That is, in the cold state, the phase is retarded while increasing the operating angle so that the exhaust valve closing timing is significantly retarded compared to the state after warming up, and the intake valve opening timing and By retarding the phase so as to retard the closing timing, the amount of residual gas is suppressed and a stable combustion state is realized. On the other hand, if it is determined that the state is after warm-up, the process proceeds to step S4, where the valve lift characteristic for warm-up is set. In this state after warm-up, the combustion state is relatively stable, so that the intake valve opening timing and closing timing are advanced and the exhaust valve closing timing is greatly advanced compared to the cold state described above. Keratinization, that is, small operating angle and phase advance. As a result, the residual gas amount, that is, the working gas amount can be increased to reduce the cooling loss.

図８に、具体的な冷機状態（ＣＯＬＤ）及び暖機後の状態（ＨＯＴ）における吸・排気弁の開閉時期を示している。暖機後の状態では、排気弁開時期ＥＶＯを下死点前３０°又はその近傍とし、排気弁閉時期ＥＶＣを下死点後８５°又はその近傍とし、吸気弁開時期ＩＶＯを下死点後４５°又はその近傍とし、吸気弁閉時期ＩＶＣをＥＶＣより少し後の下死点後９０°又はその近傍としている。これに対し、冷機後の状態では、暖機後の状態に比して、排気弁開時期ＥＶＯを同様の下死点前３０°又はその近傍に維持したまま、排気弁閉時期ＥＶＣが下死点後１４５°又はその近傍まで大きく遅角するように、作動角を大きくするとともに、その中心位相を遅角させている。また、吸気弁開時期ＩＶＯが下死点後１０５°又はその近傍まで大幅に遅角するとともに、吸気弁閉時期ＩＶＣが下死点後１５０°又はその近傍まで大幅に遅角するように、作動角をほぼ同様に維持したまま、その中心位相を大幅に（約６０°）遅角させている。   FIG. 8 shows opening / closing timings of the intake / exhaust valves in a specific cold state (COLD) and a state after warm-up (HOT). In the state after warm-up, the exhaust valve opening timing EVO is 30 ° before or near the bottom dead center, the exhaust valve closing timing EVC is 85 ° or near the bottom dead center, and the intake valve opening timing IVO is the bottom dead center. The intake valve closing timing IVC is 90 ° after the bottom dead center slightly after EVC or in the vicinity thereof. On the other hand, in the state after the cool-down, the exhaust valve close timing EVC is bottom dead while the exhaust valve open timing EVO is maintained at or near 30 ° before the bottom dead center as compared with the state after the warm-up. The operating angle is increased and the central phase is delayed so that the angle is greatly delayed to 145 ° or the vicinity thereof. In addition, the intake valve opening timing IVO is significantly delayed to 105 ° or near the bottom dead center, and the intake valve closing timing IVC is retarded to 150 ° or near the bottom dead center. The central phase is greatly retarded (about 60 °) while maintaining the angle almost the same.

燃料噴射弁９５の噴射時期は、上述したように、吸気弁閉時期ＩＶＣの直後に設定されている。従って、冷機状態では暖機後の状態に比して、吸気弁閉時期ＩＶＣの遅角化にあわせて燃料噴射時期も遅らせている。このように冷機状態では噴射時期を遅らせることで、燃料のガス流動（流速）の減衰が抑制され、燃焼速度が向上するとともに、燃料吹き抜けが防止できる。   As described above, the injection timing of the fuel injection valve 95 is set immediately after the intake valve closing timing IVC. Therefore, in the cold state, the fuel injection timing is also delayed as the intake valve closing timing IVC is retarded compared to the state after the warm-up. Thus, by delaying the injection timing in the cold state, the attenuation of the fuel gas flow (flow velocity) is suppressed, the combustion speed is improved, and the fuel blow-through can be prevented.

図９は、ピストンストローク特性による幾何学的な圧縮比（以下、機関圧縮比とも呼ぶ）εを変更可能な可変圧縮比機構１００の一例を示している。この機構１００は公知であり、簡単に説明すると、ピストン３のピストンピン１０２とクランクシャフト１０３のクランクピン１０４とを、ピストンピン１０２に一端が連結されるアッパリンク１０５と、このアッパリンク１０５の他端が連結されるとともにクランクピン１０４に組み付けられるロアリンク１０６と、の２部品で連係した複リンク式のピストン−クランク機構を利用したもので、一端がロアリンク１０６に連結される制御リンク１０７の他端の位置を制御軸１０９を介してアクチュエータ１０８により変化させることで、ロアリンク１０６の運動拘束条件を変化させ、ピストンストローク特性、ひいては幾何学的な圧縮比εを変更可能なものである。アクチュエータ１０８の動作は上記のエンジンコントロールユニット３９により制御される。   FIG. 9 shows an example of a variable compression ratio mechanism 100 that can change a geometric compression ratio (hereinafter also referred to as engine compression ratio) ε based on piston stroke characteristics. This mechanism 100 is well known, and will be briefly described. The piston pin 102 of the piston 3 and the crank pin 104 of the crankshaft 103 are connected to an upper link 105 whose one end is connected to the piston pin 102, and the other of the upper link 105. This is a multi-link type piston-crank mechanism that is linked with the lower link 106 that is connected to the crank pin 104 and is connected to the crank pin 104. The control link 107 is connected to the lower link 106 at one end. By changing the position of the other end by the actuator 108 via the control shaft 109, the motion restraint condition of the lower link 106 can be changed, and the piston stroke characteristic, and hence the geometric compression ratio ε can be changed. The operation of the actuator 108 is controlled by the engine control unit 39 described above.

図１０に示すように、機関圧縮比εは、基本的に、ノッキングの発生するおそれが少ない低負荷領域では高圧縮比の設定とし、ノッキングの発生が懸念される高負荷領域では、低圧縮比の設定とする。ここで、燃焼が不安定となる冷機状態での低回転低負荷域では、暖機後の状態に比して、機関圧縮比を更に高く設定する（高高ε）。このように設定することで、冷機状態における低回転低負荷域であっても、吹き抜けを防止しつつ、残留ガスを低減し、なおかつ、圧縮圧力を高め、機関の燃焼状態を良好に保つことができる。   As shown in FIG. 10, the engine compression ratio ε is basically set to a high compression ratio in a low load region where there is little risk of occurrence of knocking, and in a high load region where the occurrence of knocking is a concern, The setting is Here, in the low rotation and low load range in the cold state where the combustion becomes unstable, the engine compression ratio is set to be higher than that in the state after the warm-up (high and high ε). By setting in this way, it is possible to reduce the residual gas, increase the compression pressure, and keep the combustion state of the engine in a good state while preventing blow-through even in the low rotation and low load range in the cold machine state. it can.

以上のように本発明の好ましい実施の形態について詳述してきたが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、種々の変形・変更が可能である。例えば、吸気弁のみに可変動弁機構を適用し、冷機状態では、暖機後の状態に比して、吸気弁と排気弁のうちで吸気弁閉時期のみを遅角化するようにしても良い。   As described above, the preferred embodiments of the present invention have been described in detail. However, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications and changes can be made. For example, a variable valve mechanism is applied only to the intake valve, and in the cold state, only the intake valve closing timing is retarded between the intake valve and the exhaust valve, compared to the state after the warm-up. good.

本発明の一実施形態に係る２ストローク式内燃機関を示すシステム構成図。1 is a system configuration diagram showing a two-stroke internal combustion engine according to an embodiment of the present invention. ２ストローク式内燃機関の第１の動弁例を示す断面図。Sectional drawing which shows the 1st valve operating example of a 2-stroke internal combustion engine. 図２の一部拡大図。FIG. 3 is a partially enlarged view of FIG. 2. 可変動弁機構の概略斜視図。The schematic perspective view of a variable valve mechanism. ２ストローク式内燃機関の第２の動弁例を示す断面図。Sectional drawing which shows the 2nd valve operating example of a 2-stroke internal combustion engine. 燃料噴射弁の配置例を示す作動説明図。Operation | movement explanatory drawing which shows the example of arrangement | positioning of a fuel injection valve. 暖機状態に応じた制御の流れを示すフローチャート。The flowchart which shows the flow of control according to a warming-up state. 暖機状態に応じた吸・排気弁の開閉時期を示す説明図。Explanatory drawing which shows the opening / closing timing of the intake / exhaust valve according to a warm-up state. 可変圧縮比機構を示す断面図。Sectional drawing which shows a variable compression ratio mechanism. 暖機状態に応じた幾何学的な圧縮比の設定例を示す説明図。Explanatory drawing which shows the example of a setting of the geometric compression ratio according to a warming-up state.

符号の説明Explanation of symbols

１０ 吸気弁
１１ 排気弁
１４ 排気弁用カムシャフト（排気弁の弁駆動軸）
１８ 可変動弁機構
２１ 吸気側作動角可変機構
２２ 駆動軸（吸気弁の弁駆動軸）
４１ 位相可変機構
５８ 可変動弁機構
６１ 排気側作動角可変機構
６２ 第２駆動軸（排気弁の弁駆動軸） 10 Intake valve 11 Exhaust valve 14 Exhaust valve camshaft (valve drive shaft of exhaust valve)
18 Variable Valve Mechanism 21 Intake Side Operating Angle Variable Mechanism 22 Drive Shaft (Valve Drive Shaft of Intake Valve)
41 Phase variable mechanism 58 Variable valve mechanism 61 Exhaust side operating angle variable mechanism 62 Second drive shaft (valve drive shaft of exhaust valve)

Claims (5)

燃焼室の上方に吸気弁を駆動する吸気側駆動軸と排気弁を駆動する排気側駆動軸とが設けられた２ストローク式内燃機関において、
上記吸気弁の閉時期を変更可能な吸気側可変動弁機構を有し、
吸気弁のバルブ軸線と排気弁のバルブ軸線とのなす弁挟角が小さくなるように、双方の駆動軸のそれぞれを、そのバルブ軸線に対してシリンダ軸線から遠い側にオフセットさせており、
かつ、上記冷機状態では、暖機後の状態に比して、吸気弁閉時期を遅角させることを特徴とする２ストローク式内燃機関。 In a two-stroke internal combustion engine provided with an intake side drive shaft that drives an intake valve and an exhaust side drive shaft that drives an exhaust valve above a combustion chamber,
An intake side variable valve mechanism that can change the closing timing of the intake valve;
Each of the drive shafts is offset to the far side from the cylinder axis with respect to the valve axis so that the valve clamping angle formed by the valve axis of the intake valve and the valve axis of the exhaust valve is reduced.
The two-stroke internal combustion engine is characterized in that the intake valve closing timing is retarded in the cold state as compared with the state after the warm-up. 更に、上記排気弁の閉時期を変更可能な排気側可変動弁機構を有し、
上記冷機状態では、暖機後の状態に比して、排気弁閉時期を遅角させることを特徴とする請求項１に記載２ストローク式内燃機関。 Furthermore, it has an exhaust side variable valve mechanism that can change the closing timing of the exhaust valve,
2. The two-stroke internal combustion engine according to claim 1, wherein in the cold state, the exhaust valve closing timing is retarded as compared with a state after warm-up. 上記排気側可変動弁機構として、排気弁の作動角を変化させ得る作動角可変機構と、クランク角に対する排気弁開閉時期の位相を遅進させる位相可変機構と、を有し、
冷機状態では暖機後の状態に対して排気弁開時期をほぼ同じとしつつ排気弁閉時期が大幅に遅角するように、排気弁の作動角を大きくしつつ位相を遅角させることを特徴とする請求項２に記載の２ストローク式内燃機関。 As the exhaust side variable valve mechanism, it has an operating angle variable mechanism that can change the operating angle of the exhaust valve, and a phase variable mechanism that delays the phase of the exhaust valve opening / closing timing with respect to the crank angle,
It is characterized by retarding the phase while increasing the operating angle of the exhaust valve so that the exhaust valve closing timing is substantially retarded while the exhaust valve opening timing is substantially the same as the warmed-up state in the cold state The two-stroke internal combustion engine according to claim 2. 更に、内燃機関の幾何学的な圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を有し、
低回転低負荷域における冷機状態では暖機後の状態に比して上記幾何学的な圧縮比を高くすることを特徴とする２ストローク式内燃機関。 Furthermore, it has a variable compression ratio mechanism that can change the geometric compression ratio of the internal combustion engine,
A two-stroke internal combustion engine characterized in that the geometric compression ratio is made higher in a cold state in a low rotation and low load region than in a state after warm-up. 冷機状態では暖機後の状態に比して燃料噴射時期を遅角することを特徴とする２ストローク式内燃機関。   A two-stroke internal combustion engine characterized in that the fuel injection timing is retarded in a cold state as compared with a state after warm-up.

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