JPH0348323B2 - - Google Patents
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- JPH0348323B2 JPH0348323B2 JP11685185A JP11685185A JPH0348323B2 JP H0348323 B2 JPH0348323 B2 JP H0348323B2 JP 11685185 A JP11685185 A JP 11685185A JP 11685185 A JP11685185 A JP 11685185A JP H0348323 B2 JPH0348323 B2 JP H0348323B2
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
- F01L13/08—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for decompression, e.g. during starting; for changing compression ratio
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Valve Device For Special Equipments (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)
Description
〔発明の要約〕
多気筒４サイクル内燃エンジンの圧縮解除遅延
方法および装置につき開示する。この方法は、エ
ンジンクランク軸の各回転の際に各シリンダにつ
き圧縮解除を生ぜしめる。この方法によれば、排
気弁および給気弁の正常運動が阻止され、かつ排
気弁はエンジンピストンが上死中心位置に達する
都度、短時間開放する。給気弁は、排気弁の各開
放の後に開放される。装置は、エンジン押チユー
ブにより駆動されて調時液圧パルスを生ぜしめる
ことにより適切な時点で排気弁および給気弁を開
放させる液圧手段を備える。液圧作動手段を設け
て、弁クロスヘツドもしくは揺動アームを作動さ
せないことにより弁の正常運動を阻止する。或い
は、電子制御装置から調時信号が電磁弁を作動さ
せて、液圧パルスを制御することにより弁を開放
させる。ソレノイド手段は弁を機械的に開放する
ように設けることもできる。
〔発明の属する技術分野〕
本発明は、一般に内燃エンジンの圧縮解除遅延
装置の分野に関するものである。さらに詳細に
は、本発明は、遅延操作に際し、エンジンを正常
な４行程サイクルから２行程サイクルまで変換さ
せて単位時間当り圧縮解除の回数を２倍にしうる
方法および装置に関するものである。
〔従来技術とその問題点〕
圧縮解除型のエンジン遅延装置は当業界で周知
されている。この種のエンジン遅延装置は、スパ
ーク点火型または圧縮点火型の内燃エンジンを一
時的に空気コンプレツサに変換して、エンジンに
より発生される運動馬力の相当な部分である遅延
馬力を発生するように設計されている。
クミンスに係る米国特許第3220392号公報に開
示された種類の圧縮解除エンジン遅延装置は液圧
方式を使用し、その主ピストンの運動により従動
ピストンの運動を制御し、従動ピストンにより内
燃エンジンの排気弁を圧縮行程の終り近くに開放
することにより、給気を圧縮して行なわれる仕事
を膨脹もしくは「出力」行程の際には回収せずに
自動車の排気系およびラジエータ系を介して逸散
させ、それによりこの米国特許に記載されたよう
に自動車の制動を可能にする。通常、主ピストン
はエンジンカム軸におけるカムにより制御される
押チユーブによつて駆動され、このエンジンカム
軸は関連するシリンダの燃料噴射装置
（injector）と連動するか、或いは他のシリンダ
の給気弁もしくは排気弁と連動する。
圧縮解除作用を行なうには、他の機構も使用す
ることができる。シヨンソンに係る米国特許第
3367312号においては、排気弁を圧縮行程の終り
近くに別のカムによつて順次に開放し、このカム
は排気弁カム上に形成されて、揺動アーム軸の軸
線を揺動させるか、或いは空動き（lost motion）
メカニズムを揺動アームに与えることにより作動
される。さらに、カートリツジに係る米国特許第
3809033号公報は、復動カムと液圧式ラツシユ吸
収ピストンを備える揺動アームとを使用した圧縮
解除遅延装置を開示している。
ペリツオニに係る米国特許第3786792号公報に
は、特に圧縮解除遅延効果を高めるために多気筒
エンジンの弁の調時を変化させる装置が開示され
ている。ここに開示された機構は、液圧手段を備
えて弁列を長くし、二次カムを利用する。この弁
列は、たとえば押チユーブの長さを増大させるこ
とにより、或いは揺動アームからの延長部を設け
ることにより長くすることができる。
ドレイシンに係る米国特許第3859970号におい
ては、付加的カムをカム軸に設けてポンプを作動
させ、このポンプにより液圧リフタを作動させて
所望の排気弁もしくは給気弁押チユーブを移動さ
せる。
圧縮解除遅延に対する他の方法は、排気弁もし
くは給気弁或いはその両者を遅延操作の際に部分
的に開放させ続けることである。この目的で設計
された機構がシーグラーに係る米国特許第
3547087号公報に開示されている。
従来技術には、各種の機構が開示されている
が、これらの技術は全てシリンダ１個につき１回
の圧縮行程を行なう標準の４サイクルエンジンに
関するものであり、したがつてクランク軸が２回
転する度にシリンダ１個につき１回の圧縮解除が
行なわれる。
クミンスに係る米国特許第3220392号を含め基
本的な圧縮解除に関する特許が出現して以来、た
とえば圧縮解除の調時を改善すること（クスター
に係る米国特許第4398510号）、従動ピストンの過
剰移動を防止すること（ラースに係る米国特許第
3405699号）、液圧装置の過剰圧力を防止すること
（エガンに係る米国特許第4150640号）、噴射装置
押チユーブもしくはカム軸の過負荷を防止するこ
と（シツクラーに係る米国特許第4271796号）、お
よび遅延の際に入口マニホールド圧力を増大させ
ること（プライスに係る米国特許第4296605号）
により遅延馬力を増大させるべく多くの開発努力
がなされている。しかしながら、いずれの場合に
もエンジンは標準の４サイクル方式で操作され続
け、クランク軸が２回転する毎にシリンダ１個に
つき１回の圧縮解除をもたらす。
〔発明の目的〕
したがつて本発明の目的は、クランク軸が２回
転する毎に各シリンダが１回しか圧縮解除を行な
わないという事実により制約される標準型の４サ
イクル内燃エンジンの遅延馬力を増大させること
である。
〔発明の要約〕
上記目的は、本発明によれば、回転式クランク
軸とこのクランク軸に作用接続された各シリンダ
用のエンジンピストンとを備え、かつ各シリンダ
用の給気弁および排気弁を備える多気筒４サイク
ル内燃エンジンを圧縮解除遅延させるに際し、正
常な出力もしくは給油操作サイクルとして下方向
の給気行程と、上方向の圧縮行程と、下方向の出
力行程と、上方向の排気行程とを介しクランク軸
のそれぞれ２つの完全回転の間に４サイクルで移
動するピストンを備えた多気筒エンジンの少なく
とも１個のシリンダに使用しうる圧縮解除遅延方
法において、内燃エンジンの圧縮解除遅延操作に
際しクランク軸がそれぞれ２回転する毎に排気弁
および給気弁とが正常なエンジン操作の間に正常
に移動する点にて移動しないようにし、かつ前記
２回のクランク軸回転の間に排気弁および給気弁
の正常な開放および閉鎖回数を変化させてクラン
ク軸の各回転に際し圧縮解除を行なうことによ
り、正常な４サイクル出力エンジン操作を２サイ
クル操作に変換することを特徴とする多気筒サイ
クル内燃エンジンの圧縮解除遅延により達成され
る。
より詳細には、内燃エンジンの圧縮解除遅延操
作に際し、エンジンの正常な圧縮、出力、排気お
よび給気行程を第１強制排気と、第１強制給気
と、強制圧縮と、第２強制排気と、第２強制給気
とに変換して、クランク軸の２回転毎に１回でな
く２回の圧縮解除を生ぜしめる。
さらに、第１強制排気を行なうためのエンジン
の圧縮解除遅延操作に際し、排気弁の開放を上方
向移動におけるピストンがその正常な圧縮行程の
上死中心位置に達する前に開始して第１圧縮解除
遅延を生ぜしめ、前記エンジンピストンの上死中
心位置の後に前記排気弁を閉鎖し、継続するピス
トンの下方向行程に際し前記給気弁を開放して第
１強制給気を生ぜしめ、前記エンジンピストンの
ほぼ下死中心位置にて給気弁を閉鎖し、エンジン
の正常操作に際しサイクルとして移動する点にて
前記排気弁が運動しないようにし、エンジンの正
常操作に際しサイクルとして移動する点にて給気
弁が運動しないようにし、エンジンピストンのほ
ぼ上死中心位置にて前記排気弁の再開放を開始さ
せて第２圧縮解除遅延を生ぜしめ、ピストンの次
の下方行程に際し前記給気弁を再開放して第２強
制給気を生ぜしめ、前記エンジンピストンの上死
中心位置の後に前記排気弁を再閉鎖し、前記エン
ジンピストンのほぼ下死中心位置にて前記給気弁
を再閉鎖することにより、前記クランク軸の各回
転に際し、前記１個のシリンダに１回の圧縮解除
を生ぜしめる。
シリンダの排気行程が圧縮行程に類似した運動
を行なつてその間に空気を圧縮しうるという事実
に鑑み、本発明によれば、下記に詳述するように
給気弁および排気弁の正常作用を改変することに
よりこの目的を自動的な達成しうる機構が提供さ
れ、これにより制動時にクランク軸が２回ではな
く１回転する毎に圧縮解除が生ずるようにする。
本発明によれば、出力または給油の運動サイクル
に際し４ストロークサイクルを示すエンジンを遅
延または制動の運動サイクルに際し２ストローク
サイクルを有するコンプレツサに変換して、所定
時間で圧縮解除の回数を２倍にする。単位時間当
りの圧縮解除の回数を２倍にするとより全遅延馬
力はエンジン部品の負荷を増大させることなしに
標準のエンジン遅延装置を装着したエンジンの遅
延馬力の２倍に達する。
本発明による方法を行なうための本発明のエン
ジン遅延装置は、排気弁および給気弁の作用を一
時的に不能にさせる手段と、正常な運転順序以外
にも給気弁と排気弁との両者を作動させる手段と
を備える。正常な順序から外して給気弁を作動さ
せる手段は、好ましくは標準型の遅延装置の現存
する主ピストンおよび従動ピストンに対し液圧連
結した主ピストンおよび従動ピストンを、適当な
導管およびチエツク弁もしくはシヤトル弁と共に
備える。さらに、各シリンダにつき現存する主ピ
ストンまたは予備の主ピストンを、主ピストンお
よび従動ピストンと液圧連結する。或いは、セン
サと電子制御器とにより調時を行なうことがで
き、この場合或る種の液圧機構の代りに電磁弁と
作動器とを使用することもできる。
〔発明の実施例〕
以下、添付図面を参照して本発明を実施例につ
き記載する。
先ず第１図を参照して、図示した曲線は揺動ア
ームを介して作動する押チユーブにより操作され
かつエンジンカム軸から駆動されるカムにより作
動される燃料噴射装置と給気弁と排気弁とを備え
た圧縮点火型の標準４サイクル内燃エンジンに関
するものである。カム軸はエンジンクランク軸と
同期するが、このクランク軸の速度の半分で作動
する。第１図は、クランク軸の２回転（720°）に
わたるクランク軸角度に対する弁リフトおよび燃
料噴射装置リフトの特性曲線図である。
曲線１０はシリンダNo.１に対する燃料噴射装置
の作用を示し、その運動は圧縮行程の終り頃
（540〜720°）に開始する。燃料噴射装置は、エン
ジンの膨脹もしくは出力行程の開始時（０〜
180°）にてピストンの上死中心位置（T.D.C.）
（0°）の直後に完全に着座（リフト）する。第１
図に示したように、この燃料噴射装置は出力およ
び排気行程（０〜360°）の際に完全に着座し続
け、かつ給気行程（360〜540°）に際しその休止
位置に復帰する。燃料噴射装置の第２の操作サイ
クルの開始を第１図の右端部に示す。
曲線１２は、シリンダNo.１に対する排気弁に関
するものである。典型的には、この排気弁は出力
行程（０〜180°）の終り頃開放し始め、排気行程
（180〜360°）に際し開放し続け、かつ給気行程
（360〜540°）に際し閉鎖する。
曲線１４は、シリンダNo.１に対する給気弁の運
動を示している。典型的には、この給気弁は排気
行程（180〜360°）の終り頃開放し始め、給気行
程（360〜540°）に際し開放し続け、かつ圧縮行
程（540〜720°）に際し閉鎖する。一般に、排気
弁と給気弁との両者が部分的に開放する重複期間
が存在することが判るであろう。第１図に示した
ように、この弁の重複はクランク角度20°を若干
越える。
第１図で示された正常な弁作動を理解した上
で、第２図を参照することができ、この図面はエ
ンジンクランク軸の２回転（720°）毎にシリンダ
１個につき２回の圧縮解除を生ぜしめる本発明に
よる改変弁作動を示している。第１図と同様、第
２図はクランク軸の２回転（720°）にわたるクラ
ンク軸の角度に対する弁リフトおよび燃料噴射装
置のリフトの特性曲線図である。
第２図の曲線１６はシリンダNo.１に対する排気
弁の運動を示しており、その初期の上昇は、第５
図に関連して説明される通りに（本明細書第43頁
第７行〜第44頁第３行参照）、燃料噴射装置押チ
ユーブにより生ぜしめる。燃料噴射装置押チユー
ブの運動は、第１図の曲線１０により示されてい
る。遅延操作に際し、燃料供給は燃料が殆んどま
たは全くエンジンシリンダ中へ噴射されないよう
に遮断されるか或いは減少される。簡明にするた
め、本発明を燃料噴射装置押チユーブにより駆動
される改変ヤコブ型エンジン遅延装置を有する６
期筒圧縮点火エンジンの１個のシリンダについて
のみ説明する。標準型のヤコブ式エンジン遅延装
置は、たとえばシツクラー等に係る米国特許第
4271796号公報に記載されており、参考のためこ
れをここに引用する。
第２図には第１図の曲線１２に対応する曲線が
存在しない。何故なら、下記に説明するように、
本発明は一次的に排気弁運動を不能にする機構に
関するからである。同時に、本発明は、曲線１８
にしたがつて正常な「出力」行程に際し給気弁を
開放し、これは「強制給気」作用と呼ぶことがで
き、下記するような機構により行なわれる。第２
図における曲線２４はシリンダNo.３の燃料噴射装
置押チユーブの運動を示し、このシリンダは以下
で述べるように、給気バルブを閉鎖するために使
用される。ここで給気バルブ閉鎖運動は曲線１８
により示される。第２図に点線で示した曲線２０
は、どこで正常な給気弁作用（第１図の曲線１
４）が生ずるかを示している。この運動も本発明
の機構により阻止され、実質的に給気弁の運動を
約360°のクランク角度だけ前進させるものであ
る。正常な給気弁開放作用（曲線２０）の代り
に、本発明の機構は強制的に排気弁をピストンの
上死中心位置（360°）の近くで開放し（曲線２
２）、かくしてこの時点で第２圧縮解除を生ぜし
める。主ピストンに作用して従動ピストンを駆動
する液圧流体中の圧力を導入する燃料噴射装置の
運動は、順々に、上死中心（0°）の近くで排気弁
を開放し、これにより第５図に関連して本明細書
第43頁第７行〜第44頁第３行に極めて詳細に説明
される通り、曲線１６で示される様に第１圧縮解
除を生ぜしめることが理解されよう。強制排気弁
開放はクランク角度0°および360°で生ずるので、
クランク軸が２回転する毎にシリンダ１個につき
２回の圧縮解除が生ずる。
曲線２１は給気弁の第２開放作用を示し、これ
も曲線１８で示した作用と同様に「強制給気」運
動である。下記に詳述するように、この第２「強
制給気」運動は給気主ピストンを介して作動する
シリンダNo.１用の給気押チユーブにより生ぜしめ
る。
上記したように、本発明によれば、排気弁と給
気弁との両者をその正常操作から一時的に運動不
能にする必要がある。第３図は、改変した弁クロ
スヘツドを介してこの目的を達成するための１つ
の手段を示している。排気弁クロスヘツドに関し
下記に説明するが、同じ設計を給気弁クロスヘツ
ドについても使用することができる。
第３図を参照して、排気弁揺動アームを参照符
号２６で示す。排気弁クロスヘツド２８をエンジ
ンシリンダヘツド３２に固定された案内ピン３０
に装着して往復運動させる。このクロスヘツド２
８は内部に凹部３４および３６を形成して、２重
排気弁のステム３８を収容する。クロスヘツド２
８の上面には円筒状空腔部４２を中心配置して、
そこに往復運動するピストン４４を嵌着する。こ
のピストン４４にはシヨルダ４６を設けて、これ
を空腔部４２の壁部にその開放端部近傍で形成さ
れた溝部５０に位置するスナツプリング４８と係
合させる。圧縮ばね５２をピストン４４の底部と
空腔部４２の底部との間に設けて、ピストン４４
を上方向へピストンのシヨルダ４６がスナツプリ
ング４８に当接する位置まで偏倚させる（第３図
参照）。
クロスヘツドの軸部５４はほぼ円筒状の空腔部
５６を備えて、クロスヘツド２８が案内ピン３０
に対し往復しうるようにする。通路５８がブロツ
ク５９に形成された人口通路５７とクロスヘツド
の上部における空腔部４２との間に連通する。ボ
ールチエツク弁６０を通路５８の上端部にて空腔
部４２内に位置せしめ、かつボールチエツク弁６
０とピストン４４の底部との間に設けた圧縮ばね
６２により下方向へ偏倚させる。ブロツク５９は
ねじ６１によりシリンダヘツド３２へ固定するこ
とができる。ブロツク５９と軸部５４との間の漏
れは、ブロツク５９に位置せしめたＯ−リング６
３により防止することができる。
盲孔部６４をクロスヘツド２８に形成して、そ
の開口部をクロスヘツド軸部５４に設けた通路５
８と連通させる一方、交差孔部６６により空腔部
４２と盲孔部６４とクロスヘツド２８の外部とを
連結する。シヤトル弁６８を盲孔部６４内に往復
運動するよう装着し、これをスナツプリング７０
により孔部６４内に保持すると共に、スナツプリ
ング７０の方向へ圧縮ばね７２により常時偏倚さ
せる。第３図に示したその非作動位置において、
シヤトル弁６８は交差孔部６６を遮断しない。し
かしながら、通路５８内に液圧が存在する場合は
いつも液圧流体がこのシヤトル弁６８を圧縮ばね
７２の偏倚に抗して移動させ、交差孔部６６を閉
鎖する。同時に、チエツク弁６０はばね６２を偏
倚に抗して移動し、液圧流体を空腔部４２中へ流
入させる。
たとえば潤滑油のような液圧流体を、第５図お
よび第７図につき下記に詳述するように、導管２
１３および通路５８（第３図）を介して低圧供給
部からクロスヘツドへ供給することができる。
操作に際し、液圧流体は導管２１１もしくは２
１２（第５図および第７図参照）および５８と連
通する導管２１３に供給される時、チエツク弁６
０をも流過して空腔部４２内へ流入し、シヤトル
弁６８を移動させて交差孔部６６を遮断する。揺
動アーム２６の下方向運動は、ピストン４４がそ
の頂部位置にてスナツプリング４８に対し液圧固
定されているので、クロスヘツド２８を作動させ
る。しかしながら、加圧された液圧流体の供給が
遮断されると、シヤトル弁６８が交差孔部６６を
開放して、液圧流体を空腔部４２から交差孔部６
６を通して押し出し、下記するような溜部１０４
へ排液される。これらの状態において、揺動アー
ム２６の揺動はピストン４４を空腔部４２内でば
ね５２の偏倚に抗して往復させるが、運動はクロ
スヘツド２８に伝達されず、クロスヘツド２８と
排気弁もしくは給気弁とを不能にすることが了解
されよう。
排気弁もしくは給気弁を不能にする他の手段を
第４Ａ図および第４Ｂ図に示す。この手段を排気
弁揺動アームにつき説明するが、これは給気弁揺
動アームについても同等に使用することができ
る。第４Ｂ図は押チユーブ部分７６と弁作動部分
７８とからなる改変揺動アームの部分断面正面図
である。第４Ａ図は第４Ｂ図の改変揺動アームの
分解斜視図である。各部分にはブシユ孔部８０，
８２を設けて、これら各部分が揺動アーム軸８４
にて揺動しうるようにする。揺動アームの一方の
部分（たとえば弁作動部分７８）を分岐させてア
ーム７８を形成する一方、押チユーブ部分７６に
対応アーム７６ａを設けることができる。円筒室
８６にアーム７６ａ内に形成してピストン８８を
収容する。ピストン８８を圧縮ばね９０によりチ
ヤンバ８６の閉鎖端部の方向へ偏倚させ、このば
ねを円筒室８６に固定されたスナツプリング９２
に支持する。通路９４がチヤンバ８６の内側端部
と加圧流体源との間に連通する。ピン９６をピス
トン８８に対し同軸的に装着し、チヤンバ８６の
開放端部の方向へ指向させる。孔部９８を弁作動
部分７８に形成して、ピストン８８が通路９４を
介して加圧流体の作用によりチヤンバ８６の開放
端部の方向へ駆動される際にピストン８８と係合
させる。ピン９６が孔部９８と係合すると、揺動
アームを構成する２つの部分７６および７８が揺
動アーム軸８４にて一体として揺動することが了
解されよう。しかしながら、ピン９６と孔部９８
とが係合位置にない場合、揺動アームの押チユー
ブ部分７６は揺動アームの弁作動部分７８を移動
させることなく揺動する。
排気弁もしくは給気弁を不能にする他の方法
は、揺動アームの枢支点に偏心ブシユを設けて、
枢支点を上昇させかつ空動きを弁列に導入するこ
とである。この種の装置は、たとえばシヨンソン
に係る米国特許第3367312号公報に示され、これ
を参考のためここに引用する。上記したように、
他の空動メカニズムも使用することができる。た
とえば、ペリツオニに係る米国特許第3786792号
を参照することができ、これをここに参考のため
引用する。
次に第５図を参照すれば、これは本発明を実施
するよう配置した装置の略図である。この装置
は、標準型４ストロークエンジンの遅延装置とし
て機能する部分と、単位時間当りに圧縮解除の回
数を２倍にする追加部材とを備える。参照符号１
００は内燃エンジンに装着したハウジングを示
し、その内部に圧縮解除エンジン遅延装置の部品
を内蔵させる。たとえばエンジンクランクケース
であつてもよい溜部１０４からの油１０２を、低
圧ポンプ１０８により導管１０６を介してハウジ
ング１００内に装着された電磁弁１１２の入口１
１０へポンプ輸送する。低圧油１０２を電磁弁１
１２から導管１１６を介して制御シリンダ１１４
へ案内する。制御弁１１８を制御シリンダ１１４
内に往復運動するよう装着し、圧縮ばね１２０に
より閉鎖位置の方向へ偏倚させる。制御弁１１８
は流入通路１２２を備え、これを圧縮ばね１２６
により閉鎖位置の方向に偏倚させるボールチエツ
ク弁１２４により閉鎖し、さらに流出通路１２８
をも備える。制御弁１１８が開放位置（第５図に
示す）になると、流出通路１２８が制御シリンダ
の出口導管１３０に整列して、ハウジング１００
内に形成された従動孔部１３２の入口に連通す
る。電磁弁１１２を通過する低圧油１０２は制御
弁シリンダ１１４中へ流入して、制御弁１１８を
開放位置まで上昇させることが了解されよう。そ
の後ボールチエツク弁１２４はばね１２６の偏倚
に抗して開放し、油１０２を従動孔部１３２中へ
流入させる。従動孔部１３２の第１出口１３４か
ら、油１０２は導管１３６およびシヤトル弁１３
８を介してハウジング１００内に形成された主孔
部１４０中へ流入する。ばね１３９は導管１３６
におけるシヨルダ部１４１に対しシヤトル弁１３
８を当接させて、シヤトル弁１３８の環状部１４
３を導管１３６と整列させる。シヤトル弁１３８
は、下記するように、給気用の主ピストン１９０
の上方移動により導管２０２における液圧により
作動させることができる。導管１４２が導管１３
６および主孔部１４０と連通し、かつ下記に説明
するようにシリンダNo.２（図示せず）の主給気ピ
ストンと従動ピストンとの間に設けたシヤトル弁
（下記するシヤトル弁１９８と同様）に達する。
従動ピストン１４４を従動孔部１３２内に往復
運動するよう装着する。この従動ピストン１４４
は圧縮ばね１４８により調節自在な停止部１４６
に対し上方向へ偏倚され（第５図参照）この圧縮
ばねは従動ピストン１４４の内部に装着されて従
動孔部１３２内に位置するブラケツト１５０に当
接する。従動ピストン１４４の下端部は案内ピン
３０に往復運動するよう装着したクロスヘツド２
８に当接し、この案内ピンを内燃エンジンのシリ
ンダヘツド３２に固定する。クロスヘツド２８
は、シリンダヘツド３２内に移動自在に装着した
排気弁１５８のステムに当接する。排気弁１５８
は弁ばね１６０により閉鎖位置の方向へ常時偏倚
される（第５図参照）。通常、調節自在な停止部
１４６は、排気弁１５８が閉鎖され、従動ピスト
ン１４４が調節自在な停止部１４６に当接し、か
つエンジンが冷えている際、従動ピストン１４４
とクロスヘツド２８との間にたとえば少なくとも
0.018インチ（0.457mm）の最小のクリアランス
（すなわち「空〓部」）を与えるように設定され
る。このクリアランスは、排気弁１５８を開放す
ることなくエンジンが熱い間に排気弁列からなる
部品の膨脹を吸収するのに充分となるよう設計さ
れる。
主ピストン１６２を主孔部１４０内に往復運動
するよう装着し、軽い板ばね１６４により上方向
へ偏倚させる（第５図参照）。主ピストン１６２
の下端部は、燃料噴射装置揺動アーム１６８の調
節ねじ機構１６６と接触し、揺動アームはエンジ
ンカム軸（図示せず）から駆動される押チユーブ
１７０により作動される。第５図を参照して、弁
１５８がシリンダNo.１と連携すれば、主ピストン
１６２を駆動する押チユーブ１７０がシリンダNo.
１の燃料噴射装置と連携する押チユーブとなる。
シリンダNo.１用の給気弁揺動アーム１７２を揺
動アーム軸１７４に揺動するよう装着する。反時
計方向に揺動すると（第５図）、揺動アーム１７
２は、エンジンシリンダヘツド３２に固定された
案内ピン３０に往復運動するよう装着したクロス
ヘツド２８ａの頂部に当接する。このクロスヘツ
ド２８ａは、弁ばね１８２により閉鎖位置まで常
時偏倚された２重給気弁１８０のステムと接触す
る。ハウジング１００内の揺動アーム１７２の上
方に、給気主孔部１８６と給気従動孔部１８４と
を位置せしめる。従動孔部１８４内に位置する従
動ピストン１８８は圧縮ばね１９２により揺動ア
ーム１７２から離間偏倚する一方、主孔部１８６
内に位置する主ピストン１９０は圧縮ばね１９３
により揺動アーム１７２の方向へ偏倚される。従
動ピストン１８８と主ピストン１９０とは揺動ア
ーム軸１７４の対向側部に位置して、ばね１９２
の偏倚に抗する従動ピストン１８８の下方運動に
より給気弁１８０を開放するようにする。給気押
チユーブ１７３の上方運動は給気揺動アーム１７
２を反時計方向に揺動させて、主ピストン１９０
をばね１９３の偏倚に抗し上方向へ移動させ、油
１０２を主孔部１８６から移送する。
給気従動孔部１８４と主孔部１８６とを、従動
孔部１３２に達しかつ３個の弁を含む導管１９４
により連結する。第１の弁はチエツク弁１９６で
あつて、従動ピストン１４４が下方末端位置まで
移動した後にのみ給気従動孔部１８４および主孔
部１８６の方向へ液圧流体を流動させる。第２の
弁は導管１９４と導管１４２ａとの結合部に位置
するシヤトル弁１９８であり、導管１４２ａはシ
リンダNo.３と連携する主孔部１４０ａと連通す
る。このシヤトル弁１９８は「砂時計」の形状を
有し、圧縮ばね２００により閉鎖位置まで偏倚さ
れる。第３の弁はチエツク弁１９９であつて、主
孔部１８６の方向へのみ導管１９４中の流動を可
能にする。
シヤトル弁１９８がその閉鎖位置、すなわち
「休止」位置になると、従動孔部１８４と主孔部
１８６との間の導管１９４を通る流れが防止され
る。主ピストン１６２ａの移動により生ずる導管
１４２ａに対する液圧の作用により、シヤトル弁
１９８はばね２００を押圧して導管１９４を流過
する液体が主孔部１８６に達しうるよう移動す
る。
第２導管２０２が主孔部１８６から従動孔部１
３２までチエツク弁２０４を介し直接に連通し
て、主ピストン１９０が給気揺動アーム１７２と
押チユーブ１７３とにより上方向に移動される際
に流体を従動孔部１３２中へ流入される。導管２
０２を加圧すると、シヤトル弁１３８は導管１３
６における液圧流体の流れを阻止するよう移動す
る。
チエツク弁２０８を有する第３の導管２０６は
従動孔部１８４と、主ピストン１９０の上部領域
とは反対側の主孔部１８６における位置との間に
連通し、このピストンは主ピストン１９０が導管
２０６の流れを阻止する休止位置にある。チエツ
ク弁２０８は主孔部１８６の方向への流動を可能
にする。導管２１０が主ピストン１９０の上部領
域とは反対側で主孔部１８６と連通し、このピス
トンは休止位置にある。導管２１０は溜部１０４
まで復帰する。第５図に示したように、主ピスト
ン１９０にはその中位部に外周環状部１９１を設
けて、主ピストン１９０がその上方位置に存在す
る際、液圧流体が導管２０６からチエツク弁２０
８を介して流動し、主ピストン１９０の周囲を導
管２１０を介して溜部１０４まで流動しうるよう
にする。主ピストン１９０はその下位部に形成し
た第２の外周環状物１９５を備える。導管２１１
はこの環状部（主ピストン１９０がその上方位置
に存在する場合）と給気クロスヘツド軸部５４に
おける通路５８（第３図）との間に連通して、油
を主ピストン１９０および導管２１５を介して溜
部１０４まで流動させる。
閉鎖弁２１７を導管２１１に主孔部１８６と導
管２１３との間に位置せしめる。これを、遅延操
作に際し開放しかつ出力操作に際し閉鎖するよう
制御する。この閉鎖弁２１７は好適には下記する
ように遅延装置回路に接続されたリード線２１９
を介して制御される電磁弁とすることができ、あ
るいは導管１１６乃至導管１１７における圧力に
より作動される圧力作動弁とすることもできる。
給気クロスヘツド内の油圧が解除されると、この
クロスヘツドは消勢されることが理解されよう。
第３図に示した給気クロスヘツドを使用する代り
に、第４Ａおよび第４Ｂ図の分割した揺動アーム
を使用するのが望ましければ、導管２１２を揺動
アーム７６における通路９４と連通させる。
従動ピストン１８８はその中位部に外周環状部
１８９を形成している。導管２１２は、従動ピス
トン１８８がその下法位置に存在する際の従動ピ
ストンの環状部１８９とは反対側の従動孔部１８
４と、排気弁クロスヘツド２８のクロスヘツド軸
部５４の通路５８（第３図）との間に連通する。
第３図に示した排気クロスヘツドを使用する代り
に第４Ａ図および第４Ｂ図に示した分割揺動アー
ムを使用することが望ましければ、導管２１２を
揺動アーム部分７６における通路９４と連通させ
る。導管２１４は、従動ピストン１８８がその休
止位置にある際の環状部１８９の下方における従
動孔部１８４と溜部１０４との間に連通する。
エンジン遅延装置の電気制御装置は、参照符号
２１８の個所で接地されたバツテリ２１６を備え
る。バツテリ２１６の熱端子を直列にフユーズ２
２０とダツシユスイツチ２２２とクラツチスイツ
チ２２４と給油ポンプスイツチ２２６と電磁弁１
１２のコイルとに接続し、次いで接地２１８す
る。リード線２１９は、電磁式遮断弁を使用する
場合、この遮断弁２１７に対し出力を与える。好
ましくは、ダイオード２２８を電磁弁１１２のソ
レノイドと地面との間に介装する。スイツチ２２
２，２２４および２２６を設けて、装置の安全操
作を確保する。スイツチ２２２は運転者が手動制
御して全装置を停止させうるスイツチである。ス
イツチ２２４は、自動車クラツチに接続されて、
クラツチを解除した際に装置を停止させ、エンジ
ンの停止を防止するための自動スイツチである。
スイツチ２２６は、燃料系に接続されて、エンジ
ン遅延装置が作動している際エンジン給油を防止
しまたは減少させるための第２の自動スイツチで
ある。
この機構の操作は次の通りである：
電磁弁１１２を作動させると、油または液圧流
体１０２が電磁弁１１２を流過して制御弁シリン
ダ１１４中へ流入し、制御弁１１８を上昇させ、
出口通路１２８が出口導管１３０と整列する。次
いで、液圧流体は、「休止」すなわち「開放」位
置にあるシヤトル弁１３８と導管１３６を介し従
動孔部１３２と主ピストン孔部１４０とを満た
す。上死中心より約50°の前方において、シリン
ダNo.１の噴射装置押チユーブ１７０は上方に移動
し（第１図の曲線１０）、主ピストン１６２を上
方へ移動させる（第５図）。液圧流体により生じ
た圧力は従動ピストン１４４を下方向へ移動さ
せ、これにより排気弁１５８を開放させて曲線１
６示されるようにシリンダNo.１のピストンのほぼ
上死中心位置にて圧縮解除を生ぜしめる（第２
図）。従動ピストン１４４がその移動の末端に達
すると、導管１９４の開口部が開かれ、主ピスト
ン１６２の連続運動により液圧流体がチエツク弁
１９６通過して従動孔部１８４中へ流入し、従動
ピストン１８８を下方向へ強制移動させる（第５
図参照）。次いで、従動ピストン１４４が後退し
始める。連続する従動ピストン１４４の後退は、
種々の手段により容易化される。この種の１つの
手段は、従動ピストン１４４と従動孔部１３２と
の間に十分なクリアランスを設けて制御された洩
れを生じさせることである。他の手段は、従動ピ
ストン１４４のヘツドに小さいオリフイスを設け
て制御された洩れを生じさせることである。第３
の方法としては、カバナに係る米国特許第
4399787号公報に記載されたような液圧リセツト
機構を使用するものである。この第３の方法にお
いて、液圧リセツト機構は調整ねじ１４６の代用
となる。クロスヘツド２８ａに抗する給気従動ピ
ストン１８８下方移動は給気弁１８０を強制開放
させる（第２図の曲線１８）。給気従動ピストン
１８８の下端部にスロツトを設けて、揺動アーム
１７２を掃除することに注目すべきである。同時
に、従動ピストン１８８の環状部１８９が導管２
１２および２１４と整列して、排気クロスヘツド
２８における液圧が解除される（第３図）。これ
が生ずると、ピストン４４（第３図）はクロスヘ
ツドを移動させることなくこのクロスヘツド２８
に対し往復運動することができ、かくして正常な
排気弁運動を一時的に不能にする。排気弁の正常
な運動を示す第１図の曲線１２は第２図に見られ
ることに注目すべきである。正常な洩れにより従
動ピストン１８８が後退し始める。
約190°のクランク回転において、シリンダNo.３
の噴射装置押チユーブ１７０ａが作動する。押チ
ユーブ１７０ａは揺動アーム１６８ａとその調整
ねじ１６６ａとを移動させて、主ピストン１６２
ａを主孔部１４０ａ内で上方へ移動させて導管１
４２ａを加圧する。導管１４２ａ内の圧力はばね
２００に抗してシヤトル弁１９８を下方へ移動さ
せて、流体を導管１９４から主孔部１８６中へか
つ導管２０２から孔部１３２中へ流動させる。上
記したような従動ピストン１４４を通る流れは、
従動ピストン１８８を上方向へ移動させると共
に、給気弁を第２図に示したように約240°のクラ
ンク回転にて閉鎖させる。
給気弁の早期閉鎖が望ましい場合、導管１４２
ａを主孔部１４０ａの方向へ指向させる代わり
に、主孔部１８６をシリンダNo.１の給気押チユー
ブ１７３を整列させると同様にしてシリンダNo.１
の排気押チユーブと整列した主孔部に対し指向さ
せることができる。これにより、曲線２４の前方
向約60°のクランク角度である第２図の曲線２７
で示されたようなインパルスを与える。曲線２７
は、排気弁１５８が作動しない以外は第１図の曲
線１２において生ずる運動を反映する。給気弁１
８０が閉鎖する際、導管２１２も閉鎖され、排気
弁運動は導管２１３を介し低圧油ポンプ１０８か
ら排気弁クロスヘツド２８へ供給される油によつ
て正常操作に復帰する。約340°のクランク回転に
おける給気押チユーブ１７３の正常運動は揺動ア
ーム１７２を反時計方向に揺動させて、主ピスト
ン１９０を上方へ移動させ（チエツク弁１９９は
導管１９４における逆流を防止する）、これによ
り液圧流体を導管２０２に復帰させかつシヤトル
弁１３８を上方向へ強制移動させて導管１３６を
遮断すると共に、流体をチエツク弁２０４を介し
従動孔部１３２へ流送し、かつ従動ピストン１４
４を下方へ移動させて再び排気弁１５８を開放す
る（第２図の曲線２２参照）。
第１図に曲線１０で示した主ピストン１６２の
後退は、第２圧縮解除が生じた後に排気弁１５８
を閉鎖させる。給気主ピストン１９０が上方へ移
動する際、その下側環状部１９５が導管２１１と
整列して導管２１５を介し溜部１０４まで押圧
し、かくして給気クロスヘツド２８ａを不能にす
ると共に、給気弁１８０を滅勢する。
従動ピストン１４４がその移動の下端部に達す
ると、液圧流体は再びチエツク弁１９６および導
管１９４を介し従動孔部１８４中へ流入する。こ
の時点で従動ピストン１８８はその最上位置とな
るが、主ピストン１９０はまだ上方へ移動し続け
る。かくして、過剰の液圧流体は従動ピストン１
８８を下方へ押圧して、第２図の曲線２１で示さ
れるように第２の「強制給気」を行う。その後、
主ピストン１９０がその最上位置に達すると、導
管２０６が導管２１０へ環状部１９１を介して接
続され、液圧流体を溜部１０４へ圧入する。液圧
流体の放出は、従動ピストン１８８を後退させか
つ給気弁を約540°のクランク角度にて閉鎖させ
る。
上記の操作サイクルは、720°のクランク軸回転
の直前にシリンダNo.１用の燃料噴射装置押チユー
ブ１７０が再び作動される際に反復されることが
了解されよう。理想的には、圧縮解除に必要とさ
れる排気弁の開放は、極めて急速にかつエンジン
ピストンの上死中心位置にて生ぜしめるべきであ
る。シリンダ内のガス圧が解除されると直ちに、
排気弁が閉鎖する。しかしながら、弁を開放もし
くは閉鎖しかつ装置の液圧および機械的部分を操
作するには所定時間が必要とされるので、排気弁
の開放は典型的には上死中心位置より前の40°の
クランク角度の近傍で始まるのに対し、圧縮解除
後の排気弁の閉鎖は上死中心位置より後の20°の
クランク角度近傍で始まる。排気弁および給気弁
を開放しかつ閉鎖する最適位置は、エンジン速度
および弁列部品の物理的剛性に依存する。したが
つて、弁作用が特定のクランク角度位置で規定さ
れる場合、この作用は実際には所定位置から±
10°もしくはそれ以上で生じうることが了解され
よう。さらに、排気弁の圧縮解除開放は関連する
エンジンピストンの上死中心位置を含む約60°の
クランク軸運動にわたつて存在する一方、この作
用はピストンのほぼ上死中心位置で生ずることが
理解されよう。同様に、給気弁をピストンのほぼ
下死中心位置で閉鎖すべき場合、これはピストン
の正確な下死中心位置から±30°のクランク角度
で生ずる弁運動を伴う。最後に、給気弁の排気弁
の閉鎖とほぼ同時に開放することが必要とされる
場合、給気弁は排気弁が完全に閉鎖される前の約
60°のクランク角度で開放し始めることが了解さ
れよう。
第５図に示したように、シリンダNo.１用の遅延
装置はシリンダNo.２およびNo.３用の装置と相互連
結され、シリンダNo.１用の噴射装置運動がシリン
ダNo.２に対し導管１４２を介して供給し、かつシ
リンダNo.３により導管１４２ａを介して供給され
る。点火順序１，５，３，６，２，４，１を有す
る６気筒エンジンの遅延装置の相互関係を下記第
１表に示す。
第１表
シリンダNo.の シリンダNo.の
噴射装置運動 強制給気
３ １
１ ２
２ ３
５ ４
６ ５
４ ６
上記第１表から明らかなように、シリンダNo.
１，２および３はシリンダNo.４，５および６と同
様に相互連結される。６気筒エンジンの場合、こ
れらシリンダは一般に列として配置されるが、そ
れぞれ２個もしくは３個のシリンダを内臓して別
のハウジングにグループ分けすることもできる。
シリンダ１，２および３が１つのハイジング内に
存在する場合、第５図に示した種々の連結導管を
ハウジング１００中へ組み込みうることが了解さ
れよう。別の電磁弁１１２と強制弁１１８とを第
５図に示したように各エンジンシリンダにつき使
用しうることが了解されよう。しかしながら、所
望に応じ、１個の電磁弁１１２と２個の制御弁１
１８とを使用して２個のシリンダに連携する圧縮
解除装置を操作することができ、あるいは１個の
電磁弁と３個の制御弁とにより３個のシリンダを
操作して、より融通性ある遅延装置を提供するこ
ともできる。
上記の説明は遅延液圧装置を燃料噴射装置押チ
ユーブにより駆動する６気筒エンジンに基づくも
のであるが、本発明は遅延装置が、倒えば排気弁
押チユーブにより駆動される装置にも同等に応用
しうることが了解されよう。同様に、本発明は例
えば４個もしくは８個あるいはその他任意の個数
のシリンダを有するエンジンにも応用することが
でき、ただし適当な押チユーブまたはカムを選択
して液圧パルスを適当な時点で生ぜしめる。
第３図〜第５図に示したように、本発明による
装置は基本的に電磁弁１１２以外は液圧部材と機
械部材とを使用する。液圧手段もしくは機械手段
により制御されるある種の機能は電気もしくは電
子手段によつても制御されうることが了解されよ
う。この種の変更を第７図に示し、第７図および
第３図〜第５図に共通する部材は同一の参照符号
を有する。
第７図を参照して、溜部１０４と電磁弁１１２
とその制御部２１６〜２２８と制御シリンダ１１
４と弁１１８とを備える低圧液圧装置は第５図に
示した装置と同一であることが了解されよう。同
様に、エンジンの各シリンダには主孔部１４０，
１４０ｂと、噴射装置押チユーブ１７０，１７０
ｂにより揺動アーム１６８，１６８ｂを介して駆
動される主ピストン１６２，１６２ｂと、調整ね
じ機構１６６，１６６ｂとを設ける。最後に、排
気弁１５８と給気弁１８０とは第３図に示した種
類のクロスヘツド２８，２８ａにより、あるいは
第４Ａ図および第４Ｂ図に示した種類の分割揺動
アームにより作動させることもできる。
本発明の他の具体例によれば、排気弁および給
気弁クロスヘツドを作動させる従動ピストンは液
圧式または電磁式機構であり、下記するように調
時制御装置からの電気信号により作動される。こ
の具体例における排気弁と給気弁とを電気信号に
より作動させる場合、調時およびその接続時間は
電気制御装置により正確に設定することができ、
機械部品が簡単となりかつエンジンにより発生す
る遅延馬力が最大となる。
第６図は第２図とほぼ同様な特性曲線図である
が、クランク軸の２回転の際の排気弁および給気
弁の運動を示し、その間に圧縮解除がこの本発明
の具体例により約0°および約360°のクランク軸回
転で生ずる。曲線１７は排気弁１５８の運動を示
し、シリンダNo.１におけるピストンが上死中心位
置の近傍に存在した時でさえ第１圧縮解除を生ぜ
しめ、次いでエンジンの正常な圧縮工程を行う。
曲線１７は720°のクランク軸回転近くで反復さ
れ、この機構の第２操作サイクルの開始を示す。
曲線１９は給気弁１８０の正常な開放に先立ち約
240°もしくはそれ以上で第２図と同様に生ずる給
気弁１８０の第１強制開放を示している。曲線２
０の点線で示した給気弁の正常な開放は、本発明
の機構により阻止される。曲線２３は約360°のク
ランク軸回転おける排気弁１５８の第２強制開放
を示す一方、曲線２５は約380°のクランク軸回転
における給気弁１８０の第２強制開放を示してい
る。これらの２つの強制給気は各クランク軸回転
の際に最大の吸気をシリンダに対し与えて各圧縮
解除の際に逸散する出力を最大化することが了解
されよう。これらの作用を生ぜしめるのに使用す
る付加的手段につき第７図を参照して説明する。
第７図に示したように、センサ２３０を例えば
エンジンはずみ車２３２の方向へ指向させて、例
えばシリンダNo.１におけるピストンの上死中心位
置（TDC）に関連した調時マークを検出する。
センサ２３０は電気信号を発生する任意の公知の
センサとすることができ、電気信号をリード線２
３６を介して電子制御器２３４へ供給することが
できる。代案として、調時信号はセンサ２３８に
より生ぜしめることができ、このセンサは主ピス
トン（例えばシリンダNo.４の噴射装置に関連する
押チユーブ１７０ｂにより駆動される主ピストン
１６２ｂ）の運動を検知する。押チユーブ１７０
ｂは揺動アーム１６８ｂと調整ねじ機構１６６ｂ
とを移動させ、したがつて主ピストン１６２ｂを
移動させる。センサ２３８からの信号はリード線
２４０により制御装置２３４へ向けられる。
電磁弁１１２および制御弁１１８からの低圧流
体１０２を導管２４２によりチエツク弁２４４，
２４６を介して主孔部１４０および１４０ｂへ指
向させる。
主孔部１４０ｂは導管２４２および２５０とチ
エツク弁２５２とを介し高圧アキユムレータ２４
８と連通する一方、主孔部１４０は導管２４２お
よび２５４とチエツク弁２５６とを介してアキユ
ムレータ２４８と連通する。電磁弁１１２が開放
されると、低圧流体１０２が導管２４２を介しチ
エツク弁２４４および２４６の方向へ流動するこ
とが了解されよう。低圧流体はチエツク弁２４
４，２４６を流過して導管２４２，２５０および
２５４と孔部１４０および１４０ｂとを満たす。
噴射装置押チユーブ１７０，１７０ｂの運動は液
圧流体１０２を周期的に主孔部１４０，１４０ｂ
から高圧アキユムレータ２４８中へポンプ輸送
し、これにより高圧流体の貯蔵部を与える。
三方電磁弁２６０を含む導管２４８が高圧アキ
ユムレータ２４８と排気弁クロスヘツド２８の上
方に位置する従動孔部２６２との間に連通する。
従動ピストン２６４が従動孔部６２内に往復運動
するよう装着され、これには排気弁クロスヘツド
２８と係合するスロツト付き延長部２６６を設け
る。導管２６８は溜部１０４に復帰し、かつ三方
電磁弁２６０が滅勢されると導管２５８に接続す
る。電磁弁２６０はリード線２７０を介し電子制
御装置２３４により作動される。電磁弁２６０が
作動されると、導管２５８はアキユムレータ２４
８からの高圧流体を従動孔部２６２中へ流動させ
て、従動ピストン２６４を作動させると共に排気
弁１５８を開放する。
排気弁クロスヘツド２８（第３図参照）には導
管２１３および２１２を介し低圧流体を供給す
る。第７図に示したように、導管２１２と２１３
とは、リード線２７４を介し制御装置２３４によ
り作動される三方電磁弁２７２と連通する。導管
２１４が電磁弁２７２と溜部１０４との間に連通
する。電磁弁２７２が付勢されると、クロスヘツ
ド２８内の液圧が解除され、揺動アームによる排
気弁１５８の正常な操作が第３図に示した機構に
より阻止される。上記したように、排気弁１５８
は第４Ａ図および第４Ｂ図に示した分割揺動アー
ム機構の使用により阻止され、或いは運動不能に
することができる。従動ピストン２６４の延長部
２６６はクロスヘツド２８に対し直接作用して、
揺動アーム２６が運動しないよう阻止された際に
も排気弁１５８を作動させることが了解されよ
う。
排気クロスヘツド２８と同様に、給気クロスヘ
ツド２８ａにも導管２１３および２１１を介して
低圧流体を供給することができる。さらに、導管
２１１および２１３も、リード線２７８を介し制
御装置２３４により作動される三方電磁弁２７ａ
と連通する。導管２１５は電磁弁２７６と溜部１
０４との間に連通する。上記電磁弁２７２の場合
と同様に、電磁弁２７６は滅勢されると第３図に
示されるような給気クロスヘツド２８ａへ或いは
第４Ａ図および第４Ｂ図に示される構造を有する
ような給気揺動アーム１７２へ低圧流体を供給す
る。電磁弁２７６が付勢されると、クロスヘツド
または揺動アームにおける液圧流体は導管２１５
を介し溜部１０４へ圧入されて、クロスヘツドま
たは揺動アームが運動不能となる。
第７図に示したように、強力ソレノイド２８０
を給気クロスヘツド２８ａの上方に装着して、こ
れを付勢した時、給気弁１８０を開放するように
する。ソレノイド２８０はリード線２８２を介し
制御装置２３４により付勢される。
ソレノイド２８０が給気クロスヘツド２８ａの
本体に直接作用すると、給気クロスヘツド２８ａ
が運動不能にさせて揺動アーム１７２が給気弁１
８０を作動させない場合にもこれら給気弁１８０
を開放することができる。排気弁１５８に関し第
７図に示した液圧パルス機構を使用して、上記ソ
レノイド機構の代りに給気弁１８０を作動させ得
ることも了解されよう。
排気弁１５８が開放されて、圧縮解除を行う
際、これら弁を開放するのに要する力は弁ばねを
圧縮するのに要する力と、シリンダにおける圧力
を克服するのに要する力との合計である。しかし
ながら、給気弁１８０は、シリンダ圧力が低い時
（すなわちほぼ大気圧）のみ開放され、したがつ
て比較的小さい力しか必要とされない。排気弁１
５８を開放するためにソレノイド装置を使用する
ことが望ましいければ、例えば枢支レバーのよう
な力の増強装置を使用して所要の力を与える必要
がある。
６気筒エンジンの最も一般的な着火順序は１、
５、３、６、２、４の順序である。この順序は、
下記第２表に示すように上死中心位置から測定し
た対応するクランク角度位置に変換することがで
きる：
SUMMARY OF THE INVENTION A method and apparatus for delaying compression of a multi-cylinder four-stroke internal combustion engine is disclosed. This method causes decompression for each cylinder during each revolution of the engine crankshaft. According to this method, normal movement of the exhaust valve and the intake valve is prevented, and the exhaust valve opens for a short time each time the engine piston reaches the top dead center position. The air supply valve is opened after each opening of the exhaust valve. The device includes hydraulic means driven by the engine push tube to open the exhaust and intake valves at appropriate times by producing timed hydraulic pulses. Hydraulic actuation means are provided to prevent normal movement of the valve by inactivating the valve crosshead or swinging arm. Alternatively, a timing signal from an electronic control unit operates a solenoid valve to open the valve by controlling a hydraulic pulse. Solenoid means may also be provided to mechanically open the valve. FIELD OF THE INVENTION The present invention relates generally to the field of decompression delay devices for internal combustion engines. More particularly, the present invention relates to a method and apparatus that allows an engine to convert from a normal four-stroke cycle to a two-stroke cycle during a delayed operation, thereby doubling the number of decompressions per unit time. PRIOR ART AND PROBLEMS Decompression type engine delay devices are well known in the art. This type of engine delay device is designed to temporarily convert a spark-ignition or compression-ignition internal combustion engine into an air compressor to produce retarded horsepower, which is a significant portion of the kinetic horsepower produced by the engine. has been done. A compression decompression engine delay device of the type disclosed in Kumins U.S. Pat. by opening near the end of the compression stroke so that the work done by compressing the charge air is dissipated through the vehicle's exhaust and radiator system rather than being recovered during the expansion or "power"stroke; This allows braking of a motor vehicle as described in this US patent. Typically, the main piston is driven by a push tube controlled by a cam on the engine camshaft, which interfaces with the associated cylinder's fuel injector or other cylinder's intake valve. Or it works in conjunction with the exhaust valve. Other mechanisms can also be used to effect the decompression action. U.S. Patent No. related to Shionson
No. 3,367,312, the exhaust valves are sequentially opened near the end of the compression stroke by another cam, which cam is formed on the exhaust valve cam to swing the axis of the swing arm shaft or lost motion
It is operated by applying a mechanism to the swinging arm. In addition, U.S. patents related to cartridges
Publication No. 3809033 discloses a compression release delay device using a reciprocating cam and a swinging arm with a hydraulic lash absorption piston. U.S. Pat. No. 3,786,792 to Pellizuoni discloses an apparatus for varying the timing of valves in a multi-cylinder engine to specifically enhance the decompression delay effect. The mechanism disclosed herein includes hydraulic means to lengthen the valve train and utilizes a secondary cam. The valve train can be lengthened, for example, by increasing the length of the push tube or by providing an extension from the swing arm. In U.S. Pat. No. 3,859,970 to Drasin, an additional cam is provided on the camshaft to actuate a pump that actuates a hydraulic lifter to move the desired exhaust or inlet valve push tube. Another approach to decompression delay is to keep the exhaust valve or the charge valve, or both, partially open during the delay operation. A mechanism designed for this purpose appears in Siegler's U.S. patent.
It is disclosed in Publication No. 3547087. Although various mechanisms have been disclosed in the prior art, these techniques all relate to a standard four-stroke engine with one compression stroke per cylinder, and therefore two revolutions of the crankshaft. One decompression is performed per cylinder at a time. Since the advent of basic decompression patents, including U.S. Pat. No. 3,220,392 to Kumins, improvements have been made to, for example, improving the timing of decompression (U.S. Pat. (U.S. patent to Lars)
3405699), preventing overpressure of hydraulic devices (U.S. Pat. No. 4,150,640 to Egan), preventing overloading of injector push tubes or camshafts (U.S. Pat. No. 4,271,796 to Schickler); and increasing inlet manifold pressure during delays (U.S. Pat. No. 4,296,605 to Price).
Many development efforts have been made to increase delayed horsepower. However, in either case, the engine continues to operate in a standard four-cycle manner, resulting in one decompression per cylinder for every two revolutions of the crankshaft. OBJECTS OF THE INVENTION It is therefore an object of the present invention to reduce the delayed horsepower of a standard four-stroke internal combustion engine, which is limited by the fact that each cylinder decompresses only once every two revolutions of the crankshaft. It is to increase. [Summary of the Invention] According to the invention, the object is to provide a rotary crankshaft, an engine piston for each cylinder operatively connected to the crankshaft, and an intake valve and an exhaust valve for each cylinder. When delaying the decompression of a multi-cylinder four-stroke internal combustion engine, the normal output or refueling operation cycle includes a downward air intake stroke, an upward compression stroke, a downward output stroke, and an upward exhaust stroke. In a decompression delay method that can be used for at least one cylinder of a multi-cylinder engine having a piston that moves in four cycles during each two complete revolutions of the crankshaft through the crankshaft during a decompression delay operation of an internal combustion engine. During each two revolutions of the shaft, the exhaust valve and the intake valve are prevented from moving at the point where they normally move during normal engine operation, and between said two crankshaft revolutions, the exhaust valve and the intake valve are A multi-cylinder cycle internal combustion engine characterized in that normal four-cycle output engine operation is converted to two-cycle operation by varying the number of normal opening and closing times of the air valves and decompressing them with each revolution of the crankshaft. This is achieved with a decompression delay of More specifically, during the compression release delay operation of the internal combustion engine, the engine's normal compression, output, exhaust, and intake strokes are controlled by the first forced exhaust, the first forced air intake, the forced compression, and the second forced exhaust. , and a second forced air supply, resulting in two decompressions instead of one every two revolutions of the crankshaft. Furthermore, when performing a compression release delay operation of the engine to perform the first forced exhaust, the opening of the exhaust valve is started before the piston in upward movement reaches the top dead center position of its normal compression stroke, and the first compression release is performed. inducing a delay, closing the exhaust valve after the top dead center position of the engine piston, and opening the air supply valve on the continued downward stroke of the piston to create a first forced air supply; The intake valve is closed at approximately the bottom dead center position, the exhaust valve is prevented from moving at a point that moves in a cycle during normal operation of the engine, and the intake valve is closed at a point that moves in a cycle during normal operation of the engine. preventing valve movement and initiating re-opening of the exhaust valve at approximately the top dead center position of the engine piston to create a second decompression delay and re-opening the charge valve upon the next downward stroke of the piston; generating a second forced air supply, re-closing the exhaust valve after the engine piston is at a dead-center position, and re-closing the intake valve at approximately the bottom-dead center position of the engine piston; , each rotation of the crankshaft causes one decompression of the one cylinder. In view of the fact that the exhaust stroke of the cylinder undergoes a movement similar to the compression stroke, during which air can be compressed, the invention provides for the normal operation of the intake and exhaust valves as detailed below. A modification provides a mechanism that can achieve this objective automatically, so that decompression occurs during braking every revolution of the crankshaft instead of twice.
According to the invention, an engine exhibiting a four-stroke cycle during the power or refueling movement cycle is converted into a compressor having a two-stroke cycle during the retardation or braking movement cycle, thereby doubling the number of decompressions in a given time. . By doubling the number of decompressions per unit time, the total retarded horsepower is twice the retarded horsepower of an engine equipped with a standard engine delay system without increasing the loading of engine components. The engine delay device according to the invention for carrying out the method according to the invention provides means for temporarily disabling the operation of the exhaust valve and the intake valve, and also includes means for temporarily disabling the operation of the exhaust valve and the intake valve, and means for activating the. The means for actuating the air supply valves out of normal order preferably connects the main and slave pistons hydraulically to the existing master and slave pistons of the standard delay system by means of suitable conduits and check valves or Provided with shuttle valve. Additionally, the existing main piston or spare main piston for each cylinder is hydraulically connected to the main piston and the slave piston. Alternatively, timing may be provided by sensors and electronic controllers, in which case solenoid valves and actuators may be used instead of some type of hydraulic mechanism. [Embodiments of the Invention] The present invention will now be described by way of embodiments with reference to the accompanying drawings. Referring first to FIG. 1, the illustrated curves represent a fuel injector, an intake valve, and an exhaust valve operated by a push tube operated via a swing arm and operated by a cam driven from the engine camshaft. It concerns a standard four-stroke internal combustion engine of the compression ignition type. The camshaft is synchronized with the engine crankshaft, but operates at half the speed of this crankshaft. FIG. 1 is a characteristic curve diagram of valve lift and fuel injector lift versus crankshaft angle over two revolutions (720°) of the crankshaft. Curve 10 shows the action of the fuel injector on cylinder No. 1, the movement of which begins near the end of the compression stroke (540-720°). The fuel injector is injected at the beginning of the engine's expansion or power stroke (from 0 to
Piston top dead center position (TDC) at 180°)
Fully seated (lifted) immediately after (0°). 1st
As shown, the fuel injector remains fully seated during the power and exhaust strokes (0-360°) and returns to its rest position during the intake stroke (360-540°). The beginning of the second operating cycle of the fuel injector is shown at the far right of FIG. Curve 12 relates to the exhaust valve for cylinder no. Typically, this exhaust valve begins to open toward the end of the power stroke (0-180°), remains open during the exhaust stroke (180-360°), and closes during the intake stroke (360-540°). . Curve 14 shows the movement of the intake valve relative to cylinder no. Typically, this charge valve begins to open toward the end of the exhaust stroke (180-360°), remains open during the charge stroke (360-540°), and closes during the compression stroke (540-720°). do. It will be appreciated that there will generally be overlapping periods in which both the exhaust and supply valves are partially open. As shown in FIG. 1, this valve overlap slightly exceeds 20 degrees of crank angle. Having understood the normal valve operation shown in Figure 1, reference may be made to Figure 2, which shows two compressions per cylinder for every two revolutions (720°) of the engine crankshaft. Figure 3 shows a modified valve actuation according to the invention resulting in release; Similar to FIG. 1, FIG. 2 is a characteristic curve diagram of valve lift and fuel injector lift versus crankshaft angle over two revolutions (720°) of the crankshaft. Curve 16 in FIG. 2 shows the movement of the exhaust valve relative to cylinder No. 1, its initial rise being
This is produced by a fuel injector push tube, as explained in connection with the figures (see herein, page 43, line 7 to page 44, line 3). The movement of the fuel injector push tube is illustrated by curve 10 in FIG. During a delay operation, the fuel supply is shut off or reduced so that little or no fuel is injected into the engine cylinders. For the sake of simplicity, the present invention is described as having a modified Jacob-type engine delay device driven by a fuel injector push tube.
Only one cylinder of a cylinder compression ignition engine will be described. Standard Jacobian engine delay devices are known, for example, from U.S. patent no.
It is described in Publication No. 4271796, which is cited here for reference. There is no curve in FIG. 2 that corresponds to curve 12 in FIG. This is because, as explained below,
This is because the present invention relates to a mechanism that temporarily disables exhaust valve movement. At the same time, the invention provides curve 18
Accordingly, during a normal "power" stroke, the air supply valve is opened, which can be referred to as a "forced air" operation, and is effected by a mechanism as described below. Second
Curve 24 in the figure shows the movement of the fuel injector push tube of cylinder No. 3, which cylinder is used to close the intake valve, as described below. Here, the intake valve closing motion is curve 18
It is shown by. Curve 20 shown as a dotted line in Figure 2
Where is the normal air supply valve action (curve 1 in Figure 1)?
4) will occur. This movement is also blocked by the mechanism of the present invention, essentially advancing the movement of the intake valve by approximately 360 degrees of crank angle. Instead of the normal intake valve opening action (curve 20), the mechanism of the present invention forces the exhaust valve to open near the top dead center position (360°) of the piston (curve 20).
2), thus causing a second decompression at this point. The movement of the fuel injector, which introduces pressure in the hydraulic fluid acting on the main piston and driving the driven piston, in turn opens the exhaust valve near the top dead center (0°), thereby It will be appreciated that this results in a first decompression as shown by curve 16, as explained in greater detail herein on page 43, line 7 to page 44, line 3 in connection with Figure 5. . Forced exhaust valve opening occurs at crank angles of 0° and 360°, so
Two decompressions occur per cylinder for every two revolutions of the crankshaft. Curve 21 shows the second opening action of the air supply valve, which, like the action shown by curve 18, is also a "forced air" movement. As explained in more detail below, this second "forced air" movement is produced by the charge air push tube for cylinder No. 1 actuated via the main charge piston. As mentioned above, according to the present invention, it is necessary to temporarily disable both the exhaust valve and the air supply valve from their normal operation. FIG. 3 shows one means of achieving this goal through a modified valve crosshead. Although described below with reference to the exhaust valve crosshead, the same design can be used with the intake valve crosshead. Referring to FIG. 3, the exhaust valve swing arm is indicated at 26. A guide pin 30 fixes the exhaust valve crosshead 28 to the engine cylinder head 32.
It is attached to the machine and makes reciprocating motion. This crosshead 2
8 forms recesses 34 and 36 therein to accommodate the stem 38 of the dual exhaust valve. crosshead 2
A cylindrical cavity 42 is centrally arranged on the upper surface of 8,
A reciprocating piston 44 is fitted there. The piston 44 is provided with a shoulder 46 which engages a snap ring 48 located in a groove 50 formed in the wall of the cavity 42 near its open end. A compression spring 52 is provided between the bottom of the piston 44 and the bottom of the cavity 42 so that the piston 44
upwardly until the shoulder 46 of the piston abuts the snap spring 48 (see FIG. 3). The crosshead shaft 54 has a generally cylindrical cavity 56 so that the crosshead 28 can accommodate the guide pin 30.
Make it possible to reciprocate. A passageway 58 communicates between an artificial passageway 57 formed in block 59 and cavity 42 in the top of the crosshead. A ball check valve 60 is located within the cavity 42 at the upper end of the passageway 58, and the ball check valve 60
0 and the bottom of the piston 44 to bias it downward. Block 59 can be fixed to cylinder head 32 by means of screws 61. Leakage between the block 59 and the shaft 54 can be prevented by an O-ring 6 located on the block 59.
3 can be prevented. A passage 5 in which a blind hole 64 is formed in the crosshead 28 and an opening thereof is provided in the crosshead shaft 54.
8, while the cross hole 66 connects the cavity 42, the blind hole 64, and the outside of the crosshead 28. A shuttle valve 68 is mounted for reciprocating movement within the blind hole 64 and is attached to the snap spring 70.
It is held in the hole 64 by a compression spring 72, and is constantly biased toward a snap spring 70 by a compression spring 72. In its inoperative position shown in FIG.
Shuttle valve 68 does not block cross-hole 66 . However, whenever hydraulic pressure is present in passageway 58, hydraulic fluid moves shuttle valve 68 against the bias of compression spring 72, closing cross-hole 66. At the same time, check valve 60 moves spring 62 against bias, allowing hydraulic fluid to flow into cavity 42. Hydraulic fluid, such as lubricating oil, is transferred to the conduit 2, as detailed below with respect to FIGS. 5 and 7.
13 and passage 58 (FIG. 3) from a low pressure supply to the crosshead. In operation, hydraulic fluid is supplied to conduit 211 or 2.
12 (see FIGS. 5 and 7) and 58, the check valve 6
0 also flows into the cavity 42, moving the shuttle valve 68 and blocking the cross hole 66. The downward movement of the swing arm 26 actuates the crosshead 28 since the piston 44 is hydraulically secured to the snap spring 48 in its top position. However, when the supply of pressurized hydraulic fluid is cut off, the shuttle valve 68 opens the crossbore 66 to direct hydraulic fluid from the cavity 42 to the crossbore 66.
6 and extrude it through the reservoir 104 as described below.
The fluid is drained to. In these conditions, the rocking motion of the rocking arm 26 causes the piston 44 to reciprocate within the cavity 42 against the bias of the spring 52, but no motion is transmitted to the crosshead 28, and the movement between the crosshead 28 and the exhaust valve or supply It will be understood that the air valve is disabled. Other means of disabling exhaust or supply valves are shown in Figures 4A and 4B. Although this means will be described for the exhaust valve swing arm, it can equally be used for the intake valve swing arm. FIG. 4B is a partially sectional front view of a modified swinging arm consisting of a push tube portion 76 and a valve actuation portion 78. FIG. 4A is an exploded perspective view of the modified swing arm of FIG. 4B. Each part has a bushing hole 80,
82 is provided, and each of these parts corresponds to a swing arm shaft 84.
so that it can oscillate. One portion of the swing arm (eg, valve actuation portion 78) may be bifurcated to form arm 78, while push tube portion 76 may be provided with a corresponding arm 76a. A cylindrical chamber 86 is formed within the arm 76a to accommodate a piston 88. The piston 88 is biased toward the closed end of the chamber 86 by a compression spring 90 which is connected to a snap spring 92 secured to the cylindrical chamber 86.
support. A passageway 94 communicates between the inner end of chamber 86 and a source of pressurized fluid. A pin 96 is mounted coaxially to the piston 88 and is oriented toward the open end of the chamber 86 . A hole 98 is formed in the valve actuating portion 78 to engage the piston 88 as the piston 88 is driven through the passageway 94 toward the open end of the chamber 86 by the action of pressurized fluid. It will be appreciated that when the pin 96 engages the hole 98, the two portions 76 and 78 that make up the swing arm swing together about the swing arm axis 84. However, pin 96 and hole 98
and are not in the engaged position, the push tube portion 76 of the swing arm swings without moving the valve actuation portion 78 of the swing arm. Another method of disabling the exhaust or air intake valve is to install an eccentric bushing at the pivot point of the swinging arm.
The purpose is to raise the pivot point and introduce idle movement into the valve train. A device of this type is shown, for example, in US Pat. No. 3,367,312 to Shonson, which is incorporated herein by reference. As mentioned above,
Other pneumatic mechanisms can also be used. For example, reference may be made to US Pat. No. 3,786,792 to Perizoni, which is hereby incorporated by reference. Reference is now made to FIG. 5, which is a schematic diagram of apparatus arranged to carry out the present invention. This device includes a part that acts as a delay device for a standard four-stroke engine and an additional part that doubles the number of decompressions per unit time. Reference number 1
00 indicates a housing attached to an internal combustion engine, in which components of a decompression engine delay device are housed. Oil 102 from a reservoir 104, which may be, for example, an engine crankcase, is pumped by a low pressure pump 108 through a conduit 106 to an inlet 1 of a solenoid valve 112 mounted within the housing 100.
Pump to 10. Low pressure oil 102 is connected to solenoid valve 1
12 via conduit 116 to control cylinder 114
I will guide you to. Control valve 118 is connected to control cylinder 114
and is biased toward a closed position by a compression spring 120. Control valve 118
has an inlet passage 122, which is connected to a compression spring 126.
The ball check valve 124 is biased towards the closed position by the ball check valve 124 and the outflow passage 128
It is also equipped with. When the control valve 118 is in the open position (shown in FIG. 5), the outflow passage 128 is aligned with the control cylinder outlet conduit 130 and the housing 100 is
It communicates with the entrance of a driven hole 132 formed therein. It will be appreciated that the low pressure oil 102 passing through the solenoid valve 112 flows into the control valve cylinder 114 and raises the control valve 118 to the open position. Ball check valve 124 then opens against the bias of spring 126, allowing oil 102 to flow into driven hole 132. From the first outlet 134 of the driven hole 132, the oil 102 flows through the conduit 136 and the shuttle valve 13.
8 into a main hole 140 formed in the housing 100. Spring 139 is connected to conduit 136
Shuttle valve 13 for shoulder portion 141 in
8 in contact with the annular portion 14 of the shuttle valve 138.
3 with conduit 136. Shuttle valve 138
is the main piston 190 for air supply, as described below.
can be actuated by hydraulic pressure in conduit 202 by upward movement of . The conduit 142 is the conduit 13
6 and the main hole 140, and a shuttle valve (similar to shuttle valve 198 described below) provided between the main air supply piston and the driven piston of cylinder No. 2 (not shown) as described below. ). A driven piston 144 is mounted within the driven hole 132 for reciprocating movement. This driven piston 144
is a stop 146 adjustable by a compression spring 148.
The compression spring is biased upwardly (see FIG. 5) against a bracket 150 mounted inside the driven piston 144 and located within the driven hole 132. The lower end of the driven piston 144 is connected to a crosshead 2 mounted on the guide pin 30 for reciprocating movement.
8 and fixes this guide pin to the cylinder head 32 of the internal combustion engine. crosshead 28
abuts against the stem of an exhaust valve 158 movably mounted within the cylinder head 32. Exhaust valve 158
is constantly biased toward the closed position by valve spring 160 (see FIG. 5). Typically, the adjustable stop 146 will stop the driven piston 144 when the exhaust valve 158 is closed, the driven piston 144 abuts the adjustable stop 146, and the engine is cold.
and crosshead 28, for example at least
Set to provide a minimum clearance (or "void space") of 0.018 inches (0.457 mm). This clearance is designed to be sufficient to accommodate expansion of the exhaust valve train while the engine is hot without opening the exhaust valves 158. A main piston 162 is mounted for reciprocating movement within the main bore 140 and biased upwardly by a light leaf spring 164 (see FIG. 5). Main piston 162
The lower end of the fuel injector swing arm 168 contacts the adjustment screw mechanism 166 of the fuel injector swing arm 168, which is actuated by a push tube 170 driven from the engine camshaft (not shown). Referring to FIG. 5, if valve 158 cooperates with cylinder No. 1, push tube 170 that drives main piston 162 will operate in cylinder No. 1.
This is a push tube that works with the fuel injection device of No. 1. The air supply valve swing arm 172 for cylinder No. 1 is attached to the swing arm shaft 174 so as to swing. When rocking counterclockwise (Fig. 5), the rocking arm 17
2 abuts the top of a crosshead 28a mounted for reciprocating movement on a guide pin 30 fixed to an engine cylinder head 32. This crosshead 28a contacts the stem of a dual air supply valve 180 which is normally biased to the closed position by a valve spring 182. An air supply main hole 186 and an air supply slave hole 184 are located above the swing arm 172 in the housing 100. The driven piston 188 located in the driven hole 184 is biased away from the swing arm 172 by the compression spring 192 while the driven piston 188 is located in the driven hole 184.
The main piston 190 located within the compression spring 193
is biased in the direction of the swing arm 172. The driven piston 188 and the main piston 190 are located on opposite sides of the swing arm shaft 174 and are supported by a spring 192.
The downward movement of driven piston 188 against the bias of causes air supply valve 180 to open. The upward movement of the air supply push tube 173 is caused by the air supply swing arm 17
2 counterclockwise, the main piston 190
is moved upward against the bias of the spring 193, and the oil 102 is transferred from the main hole 186. A conduit 194 connects the air supply slave hole 184 and the main hole 186 to the slave hole 132 and includes three valves.
Connect by. The first valve is a check valve 196 that allows hydraulic fluid to flow toward the charge slave bore 184 and the main bore 186 only after the slave piston 144 has moved to its lower end position. The second valve is a shuttle valve 198 located at the junction of conduit 194 and conduit 142a, with conduit 142a communicating with main bore 140a associated with cylinder No. 3. The shuttle valve 198 has an "hourglass" shape and is biased to a closed position by a compression spring 200. The third valve is a check valve 199 that allows flow in conduit 194 only in the direction of main bore 186. When shuttle valve 198 is in its closed or "rest" position, flow through conduit 194 between slave bore 184 and main bore 186 is prevented. Hydraulic pressure on conduit 142a caused by movement of main piston 162a causes shuttle valve 198 to bias spring 200 to allow liquid flowing through conduit 194 to reach main bore 186. The second conduit 202 is connected from the main hole 186 to the driven hole 1.
32 is in direct communication through check valve 204 to allow fluid to flow into slave hole 132 as main piston 190 is moved upwardly by supply air swing arm 172 and push tube 173. conduit 2
When pressurizing 02, the shuttle valve 138 closes the conduit 13.
move to block the flow of hydraulic fluid at 6. A third conduit 206 having a check valve 208 communicates between the driven bore 184 and a location in the main bore 186 opposite the upper region of the main piston 190 , which piston 190 is connected to the conduit 206 . in a resting position that blocks the flow of water. Check valve 208 allows flow in the direction of main hole 186. A conduit 210 communicates with the main bore 186 opposite the upper region of the main piston 190, which piston is in the rest position. Conduit 210 connects to reservoir 104
Return until. As shown in FIG. 5, the main piston 190 is provided with an outer circumferential annular portion 191 in its middle portion so that when the main piston 190 is in its upper position, hydraulic fluid is supplied from the conduit 206 to the check valve 20.
8 and allows flow around main piston 190 via conduit 210 to reservoir 104. The main piston 190 includes a second outer circumferential ring 195 formed at its lower portion. conduit 211
is in communication between this annulus (when main piston 190 is in its upper position) and passageway 58 (FIG. 3) in charge crosshead shaft 54 to direct oil through main piston 190 and conduit 215. The liquid is allowed to flow to the reservoir section 104. A closure valve 217 is positioned in conduit 211 between main bore 186 and conduit 213 . This is controlled to be open during delay operation and closed during output operation. This shutoff valve 217 is preferably connected to a lead 219 connected to a delay circuit as described below.
It may be a solenoid valve controlled via a 116-117 valve, or it may be a pressure-operated valve operated by pressure in conduits 116-117.
It will be appreciated that when the hydraulic pressure in the air supply crosshead is released, the crosshead is deenergized.
If instead of using the air supply crosshead shown in FIG. 3, it is desired to use the split swing arm of FIGS. 4A and 4B, conduit 212 is placed in communication with passageway 94 in swing arm 76. The driven piston 188 has an outer circumferential annular portion 189 formed in its middle portion. The conduit 212 connects to the driven hole 18 on the opposite side of the driven piston annular portion 189 when the driven piston 188 is in its lower position.
4 and a passageway 58 (FIG. 3) in crosshead shaft 54 of exhaust valve crosshead 28.
If it is desired to use the split swing arm shown in FIGS. 4A and 4B instead of using the exhaust crosshead shown in FIG. . The conduit 214 communicates between the driven bore 184 and the reservoir 104 below the annular portion 189 when the driven piston 188 is in its rest position. The electrical control system for the engine delay system includes a battery 216 that is connected to ground at 218 . Connect the thermal terminal of battery 216 to fuse 2 in series.
20, dart switch 222, clutch switch 224, oil supply pump switch 226, and solenoid valve 1
12 coils and then ground 218. A lead wire 219 provides an output to the solenoid shutoff valve 217 when an electromagnetic shutoff valve is used. Preferably, a diode 228 is interposed between the solenoid of the solenoid valve 112 and ground. switch 22
2, 224 and 226 are provided to ensure safe operation of the device. Switch 222 is a switch that can be manually controlled by the driver to stop all devices. The switch 224 is connected to the automobile clutch and
This is an automatic switch that stops the device when the clutch is released and prevents the engine from stopping.
Switch 226 is a second automatic switch connected to the fuel system to prevent or reduce engine refueling when the engine delay device is activated. The operation of this mechanism is as follows: upon activation of the solenoid valve 112, oil or hydraulic fluid 102 flows past the solenoid valve 112 into the control valve cylinder 114, causing the control valve 118 to rise;
An outlet passageway 128 is aligned with outlet conduit 130. Hydraulic fluid then fills the slave bore 132 and the main piston bore 140 through the shuttle valve 138 and conduit 136 in the "rest" or "open" position. Approximately 50 degrees forward of top dead center, the injector push tube 170 of cylinder No. 1 moves upwardly (curve 10 in FIG. 1), causing the main piston 162 to move upwardly (FIG. 5). The pressure created by the hydraulic fluid causes the driven piston 144 to move downward, thereby opening the exhaust valve 158 and following curve 1.
6 As shown, the compression is released at approximately the top dead center position of the piston of cylinder No. 1 (second
figure). When the driven piston 144 reaches the end of its travel, the opening in the conduit 194 is opened and the continued movement of the main piston 162 allows hydraulic fluid to flow past the check valve 196 and into the driven bore 184 and into the driven piston 188. Forcibly move downward (5th
(see figure). The driven piston 144 then begins to retreat. The continuous retraction of the driven piston 144 is
This is facilitated by various means. One such measure is to provide sufficient clearance between the driven piston 144 and the driven bore 132 to provide controlled leakage. Another option is to include a small orifice in the head of the driven piston 144 to provide controlled leakage. Third
As a method, U.S. Patent No.
A hydraulic reset mechanism such as that described in Japanese Patent No. 4399787 is used. In this third method, a hydraulic reset mechanism replaces the adjustment screw 146. The downward movement of the charge air follower piston 188 against the crosshead 28a forces the charge air valve 180 open (curve 18 in FIG. 2). It should be noted that the lower end of the charge air follower piston 188 is slotted to clear the swing arm 172. At the same time, the annular portion 189 of the driven piston 188
In line with 12 and 214, hydraulic pressure in exhaust crosshead 28 is released (FIG. 3). When this occurs, piston 44 (FIG. 3) moves across this crosshead 28 without moving the crosshead.
can reciprocate against the exhaust valve, thus temporarily disabling normal exhaust valve movement. It should be noted that curve 12 of FIG. 1, which represents the normal movement of the exhaust valve, can be seen in FIG. Due to normal leakage, the driven piston 188 begins to retreat. At approximately 190° crank rotation, cylinder No. 3
The injector push tube 170a is activated. The push tube 170a moves the swinging arm 168a and its adjusting screw 166a, and the main piston 162
a upwardly within the main hole 140a to open the conduit 1.
42a is pressurized. The pressure in conduit 142a moves shuttle valve 198 downwardly against spring 200, causing fluid to flow from conduit 194 into main bore 186 and from conduit 202 into bore 132. The flow through the driven piston 144 as described above is
The driven piston 188 is moved upward and the intake valve is closed by cranking approximately 240 degrees as shown in FIG. If early closure of the air supply valve is desired, conduit 142
a towards the main hole 140a, the main hole 186 is aligned with the air supply push tube 173 of cylinder No. 1 in the same way as the cylinder No. 1.
The main bore is aligned with the exhaust push tube. As a result, curve 27 in FIG.
Give an impulse as shown in . curve 27
reflects the motion that occurs in curve 12 of FIG. 1, except that exhaust valve 158 is not activated. Air supply valve 1
When 80 is closed, conduit 212 is also closed and exhaust valve motion is restored to normal operation with oil supplied to exhaust valve crosshead 28 from low pressure oil pump 108 via conduit 213. Normal movement of the charge air push tube 173 during approximately 340 degrees of crank rotation causes the swing arm 172 to swing counterclockwise, causing the main piston 190 to move upward (check valve 199 prevents backflow in conduit 194). ), this causes the hydraulic fluid to return to the conduit 202 and forces the shuttle valve 138 upwardly to shut off the conduit 136, while allowing the fluid to flow through the check valve 204 to the driven hole 132 and to the driven hole 132. Piston 14
4 downward to open the exhaust valve 158 again (see curve 22 in FIG. 2). The retraction of main piston 162, shown by curve 10 in FIG.
to be closed. As the charge air main piston 190 moves upward, its lower annular portion 195 aligns with the conduit 211 and pushes through the conduit 215 to the reservoir 104, thus disabling the charge air crosshead 28a and closing the charge air valve. Destroy 180. When driven piston 144 reaches the lower end of its travel, hydraulic fluid again flows through check valve 196 and conduit 194 into driven bore 184. At this point, the slave piston 188 is in its uppermost position, but the master piston 190 still continues to move upward. Thus, excess hydraulic fluid is transferred to the driven piston 1
88 is pushed downward to provide a second "forced air" as shown by curve 21 in FIG. after that,
When main piston 190 reaches its uppermost position, conduit 206 is connected to conduit 210 via annulus 191 to force hydraulic fluid into reservoir 104 . The discharge of hydraulic fluid retracts the driven piston 188 and closes the air supply valve at a crank angle of approximately 540 degrees. It will be appreciated that the above operating cycle is repeated when the fuel injector push tube 170 for cylinder No. 1 is actuated again just prior to 720 degrees of crankshaft rotation. Ideally, the opening of the exhaust valve required for decompression should occur very rapidly and at the top dead center position of the engine piston. As soon as the gas pressure in the cylinder is released,
Exhaust valve closes. However, because a certain amount of time is required to open or close the valve and operate the hydraulic and mechanical parts of the device, the opening of the exhaust valve is typically 40° before the top dead center position. The closing of the exhaust valve after decompression begins near the crank angle of 20 degrees after the top dead center position, whereas the exhaust valve closure after decompression begins near the crank angle. The optimal locations for opening and closing the exhaust and intake valves depend on the engine speed and the physical stiffness of the valve train components. Therefore, if the valve action is defined at a particular crank angle position, this action is actually ±
It will be appreciated that this can occur at 10° or more. Furthermore, while the decompression opening of the exhaust valve exists over approximately 60 degrees of crankshaft motion that includes the associated engine piston's top dead center position, it is understood that this action occurs approximately at the top dead center position of the piston. Good morning. Similarly, if the inlet valve is to be closed at approximately the dead center position of the piston, this will involve valve movement occurring at a crank angle of ±30° from the exact dead center position of the piston. Finally, if the inlet valve is required to open at approximately the same time as the exhaust valve closes, the inlet valve should open approximately at the same time as the exhaust valve closes.
It will be appreciated that opening begins at a crank angle of 60°. As shown in FIG. 5, the delay device for cylinder No. 1 is interconnected with the devices for cylinders No. 2 and No. 3 so that the injector movement for cylinder No. 1 is controlled relative to cylinder No. 2. It is fed via conduit 142 and is fed by cylinder No. 3 via conduit 142a. The interrelationship of the delay devices for a six cylinder engine with firing order 1, 5, 3, 6, 2, 4, 1 is shown in Table 1 below. Table 1 Cylinder No. Cylinder No. Injector Movement Forced Air Supply 3 1 1 2 2 3 5 4 6 5 4 6 As is clear from Table 1 above, cylinder No.
1, 2 and 3 are interconnected in the same way as cylinders Nos. 4, 5 and 6. In the case of a six-cylinder engine, these cylinders are generally arranged in rows, but they can also contain two or three cylinders each and be grouped in separate housings.
It will be appreciated that if cylinders 1, 2 and 3 are present in one housing, the various connecting conduits shown in FIG. 5 may be incorporated into the housing 100. It will be appreciated that separate solenoid valves 112 and force valves 118 may be used for each engine cylinder as shown in FIG. However, if desired, one solenoid valve 112 and two control valves 1
18 can be used to operate the decompression device associated with two cylinders, or one solenoid valve and three control valves can operate three cylinders for more flexibility. A delay device may also be provided. Although the above description is based on a 6-cylinder engine in which the delay hydraulic device is driven by a fuel injector push tube, the present invention applies equally to systems in which the delay device is driven by an exhaust valve push tube when it collapses. It is understood that it is possible. Similarly, the invention can be applied to engines having, for example, four or eight or any other number of cylinders, provided that the appropriate push tubes or cams are selected to produce the hydraulic pulses at the appropriate times. Close. As shown in FIGS. 3-5, the device according to the invention basically uses hydraulic and mechanical components, except for the solenoid valve 112. It will be appreciated that certain functions controlled by hydraulic or mechanical means may also be controlled by electrical or electronic means. A modification of this type is illustrated in FIG. 7, where parts common to FIG. 7 and FIGS. 3-5 have the same reference numerals. Referring to FIG. 7, the reservoir 104 and the solenoid valve 112
and its control parts 216 to 228 and control cylinder 11
It will be appreciated that the low pressure hydraulic system comprising valve 118 and valve 118 is identical to the system shown in FIG. Similarly, each cylinder of the engine has a main hole 140,
140b and injector push tubes 170, 170
main pistons 162, 162b driven by swing arms 168, 168b and adjusting screw mechanisms 166, 166b are provided. Finally, the exhaust valve 158 and the air supply valve 180 can also be actuated by crossheads 28, 28a of the type shown in FIG. 3, or by split swinging arms of the type shown in FIGS. 4A and 4B. . According to another embodiment of the invention, the driven pistons that actuate the exhaust and intake valve crossheads are hydraulic or electromagnetic mechanisms operated by electrical signals from a timing controller, as described below. When the exhaust valve and the intake valve in this specific example are operated by electric signals, the timing and the connection time can be set accurately by the electric control device,
The mechanical components are simplified and the delayed horsepower generated by the engine is maximized. FIG. 6 is a characteristic curve diagram substantially similar to FIG. 2, but showing the movement of the exhaust and intake valves during two revolutions of the crankshaft, during which decompression is approximately Occurs at 0° and approximately 360° crankshaft rotation. Curve 17 shows the movement of the exhaust valve 158 to produce a first decompression even when the piston in cylinder No. 1 was near the top dead center position, followed by the normal compression stroke of the engine.
Curve 17 repeats near 720 degrees of crankshaft rotation, marking the beginning of the second operating cycle of the mechanism.
Curve 19 indicates that prior to normal opening of air supply valve 180, approximately
A first forced opening of the air supply valve 180 is shown which occurs similarly to FIG. 2 at 240° or more. curve 2
Normal opening of the air supply valve, indicated by the dotted line at 0, is prevented by the mechanism of the present invention. Curve 23 represents a second forced opening of exhaust valve 158 at approximately 360 degrees of crankshaft rotation, while curve 25 represents a second forced opening of intake valve 180 at approximately 380 degrees of crankshaft rotation. It will be appreciated that these two forced air charges provide maximum intake air to the cylinders during each crankshaft rotation to maximize power dissipated during each decompression. Additional means used to produce these effects will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 7, a sensor 230 is directed toward, for example, an engine flywheel 232 to detect a timing mark associated with the top dead center position (TDC) of the piston in cylinder no. 1, for example.
Sensor 230 can be any known sensor that generates an electrical signal, and connects the electrical signal to lead 2.
36 to electronic controller 234. Alternatively, the timing signal can be generated by a sensor 238 that detects movement of a main piston (eg, main piston 162b driven by push tube 170b associated with the injector of cylinder No. 4). push tube 170
b is a swing arm 168b and an adjustment screw mechanism 166b
and thus move the main piston 162b. Signals from sensor 238 are directed to controller 234 by lead 240. Low pressure fluid 102 from solenoid valve 112 and control valve 118 is routed through conduit 242 to check valve 244,
246 to the main holes 140 and 140b. Main hole 140b is connected to high pressure accumulator 24 through conduits 242 and 250 and check valve 252.
8, while main bore 140 communicates with an accumulator 248 via conduits 242 and 254 and a check valve 256. It will be appreciated that when solenoid valve 112 is opened, low pressure fluid 102 flows through conduit 242 toward check valves 244 and 246. Check valve 24 for low pressure fluid
4,246 to fill conduits 242, 250 and 254 and holes 140 and 140b.
Movement of the injector push tubes 170, 170b periodically forces the hydraulic fluid 102 into the main bores 140, 140b.
and into a high pressure acumulator 248, thereby providing a reservoir of high pressure fluid. A conduit 248 containing a three-way solenoid valve 260 communicates between the high pressure accumulator 248 and a driven bore 262 located above the exhaust valve crosshead 28.
A follower piston 264 is reciprocatingly mounted within the follower bore 62 and includes a slotted extension 266 for engaging the exhaust valve crosshead 28. Conduit 268 returns to reservoir 104 and connects to conduit 258 when three-way solenoid valve 260 is deenergized. Solenoid valve 260 is operated by electronic control unit 234 via lead wire 270. When solenoid valve 260 is actuated, conduit 258 connects to accumulator 24.
8 flows into the driven hole 262 to actuate the driven piston 264 and open the exhaust valve 158. Exhaust valve crosshead 28 (see FIG. 3) is supplied with low pressure fluid via conduits 213 and 212. As shown in FIG.
communicates with a three-way solenoid valve 272 operated by the control device 234 via a lead wire 274. A conduit 214 communicates between the solenoid valve 272 and the reservoir 104 . When the solenoid valve 272 is energized, the hydraulic pressure within the crosshead 28 is released and normal operation of the exhaust valve 158 by the swing arm is prevented by the mechanism shown in FIG. As mentioned above, the exhaust valve 158
can be prevented or rendered immobile through the use of the split swing arm mechanism shown in FIGS. 4A and 4B. The extension 266 of the driven piston 264 acts directly against the crosshead 28,
It will be appreciated that the exhaust valve 158 is also actuated when the swing arm 26 is blocked from movement. Like the exhaust crosshead 28, the air supply crosshead 28a can also be supplied with low pressure fluid via conduits 213 and 211. Further, conduits 211 and 213 are also connected to a three-way solenoid valve 27a operated by a control device 234 via a lead wire 278.
communicate with. The conduit 215 connects the solenoid valve 276 and the reservoir 1
It communicates with 04. As with the solenoid valve 272 described above, the solenoid valve 276, when deenergized, directs the supply air to the supply air crosshead 28a as shown in FIG. 3 or as having the structure shown in FIGS. 4A and 4B. Low pressure fluid is supplied to the swing arm 172. When solenoid valve 276 is energized, hydraulic fluid in the crosshead or swing arm is directed to conduit 215.
The crosshead or swinging arm is forced into the reservoir 104 through the crosshead, and the crosshead or swinging arm becomes immobile. As shown in Figure 7, the powerful solenoid 280
is mounted above the air supply crosshead 28a, and when it is energized, the air supply valve 180 is opened. Solenoid 280 is energized by controller 234 via lead 282 . When the solenoid 280 acts directly on the body of the air supply crosshead 28a, the air supply crosshead 28a
The swing arm 172 makes the air supply valve 1 incapable of movement.
Even when the air supply valve 180 is not operated, these air supply valves 180
can be opened. It will also be appreciated that the hydraulic pulsing mechanism shown in FIG. 7 for the exhaust valve 158 may be used to operate the air supply valve 180 in place of the solenoid mechanism described above. When exhaust valves 158 are opened to provide decompression, the force required to open these valves is the sum of the force required to compress the valve spring and the force required to overcome the pressure in the cylinder. . However, the air supply valve 180 is only opened when the cylinder pressure is low (ie, near atmospheric pressure) and therefore requires relatively little force. Exhaust valve 1
If it is desired to use a solenoid device to open 58, a force augmentation device, such as a pivot lever, must be used to provide the required force. The most common firing order for a 6-cylinder engine is 1.
The order is 5, 3, 6, 2, 4. This order is
It can be converted to the corresponding crank angle position measured from the top dead center position as shown in Table 2 below:
【表】
第６図に示したように、クランク軸の２回転毎
にシリンダ１個につき２回の圧縮解除を行うに
は、下記第３表に示した計画にしたがつて数個の
ソレノイドを作動させることもできる：[Table] In order to decompress each cylinder twice every two revolutions of the crankshaft, as shown in Figure 6, several solenoids must be installed according to the schedule shown in Table 3 below. It can also be activated:
本発明の上記構成によれば、４サイクル内燃エ
ンジンにより発生する遅延馬力を増大させうる装
置が得られる。
以上、本発明を好適実施例につき説明したが、
本発明はこれらのみに限定されず、本発明の範囲
内において多くの設計変更をなしうることが了解
されよう。
According to the above configuration of the present invention, a device is obtained that can increase the delayed horsepower generated by a four-stroke internal combustion engine. The present invention has been described above with reference to preferred embodiments, but
It will be appreciated that the invention is not limited to these, and that many modifications may be made within the scope of the invention.
第１図は燃料噴射装置を用いる標準型の圧縮点
火エンジンにつき弁および燃料噴射装置のリフト
を縦軸として示しかつクランク角度を横軸として
示した特性曲線図であり、第２図は本発明にした
がう改変弁作用を示し、圧縮解除エンジン遅延装
置を燃料噴射装置押チユーブにより駆動しかつ最
初の圧縮解除の後約360°のクランク軸回転にて第
２の圧縮解除が生ずる第１図と同様な特性曲線図
であり、第３図は本発明による排気弁もしくは給
気弁クロスヘツドおよび揺動アームの部分断面正
面図であり、第４Ａ図は本発明にしたがう分離し
た給気弁もしくは排気分揺動アームの分解斜視図
であり、第４Ｂ図は第４Ａ図に示した排気弁もし
くは給気弁揺動アームの断面図であり、第５図は
各エンジンシリンダに必要とされる部品の配置を
示した本発明による機構の略図であり、第６図は
本発明にしたがう弁作用の他の実施例を示し、エ
ンジンクランク軸の各回転毎に各シリンダにつき
圧縮解除が生ずる第２図と同様な特性曲線図であ
り、第７図は本発明に使用しうる他の機構の略図
である。
１０，１２，１４，１６，１８，２０，２１，
２２，２４……曲線、２６……揺動アーム、２８
……クロスヘツド、３０……案内ピン、３２……
シリンダヘツド、３４，３６……凹部、３８……
ステム、４２……空腔部、４４……ピストン、４
６……シヨルダ、４８……スナツプリング、５０
……溝部、５２……圧縮ばね、５４……軸部、５
６……空腔部、５７，５８……通路、５９……ブ
ロツク、６０……ボールチエツク弁、６１……ね
じ、６２……圧縮ばね、６３……Ｏ−リング、６
４……盲孔部、６６……交差孔部、６８……シヤ
トル弁、７０……スナツプリング、７２……圧縮
ばね、７６……押チユーブ、７８……弁作動部
分、８０，８２……ブシユ孔部、８４……アーム
軸、８６……円筒室、８８……ピストン、９０…
…圧縮ばね、９２……スナツプリング、９４……
通路、９６……ピン、９８……孔部、１００……
ハウジング、１０２……油、１０４……溜部、１
０６……導管、１０８……低圧ポンプ、１１０…
…電磁弁入口、１１２……電磁弁、１１４……シ
リンダ、１１６……導管、１１８……制御弁、１
２０……圧縮ばね、１２２……通路、１２４……
ボールチエツク弁、１２６……圧縮ばね、１２８
……通路、１３０……導管、１３２……孔部、１
３４……出口、１３６……導管、１３８……シヤ
トル弁、１３９……ばね、１４０……孔部、１４
１……シヨルダ部、１４２……導管、１４３……
環状部、１４４……ピストン、１４６……停止
部、１４８……圧縮ばね、１５０……ブラケツ
ト、１５８……排気弁、１６０……弁ばね、１６
２……主ピストン、１６４……板ばね、１６６…
…ねじ、１６８……揺動アーム、１７０……押チ
ユーブ、１７２……揺動アーム、１７４……アー
ム軸、１８０……給気弁、１８２……弁ばね、１
８４，１８６……孔部、１８８，１９０……ピス
トン、１９２……ばね、１９３……ばね、１９４
……導管、１９５……下側環状部、１９６……チ
エツク弁、１９８……シヤトル弁、１９９……チ
エツク弁、２００……圧縮ばね、２０２……導
管、２０４……チエツク弁、２０６……導管、２
０８……チエツク弁、２１０，２１１，２１２，
２１３，２１４，２１５……導管、２１６……バ
ツテリ、２１７……閉鎖弁、２１８……電気制御
装置、２１９……リード線、２２０……ヒユー
ズ、２２２，２２４，２２６……スイツチ、２２
８……ダイオード、２３０……センサ、２３２…
…はずみ車、２３４……制御装置、２３６……リ
ード線、２３８……センサ、２４０……リード
線、２４２……導管、２４４，２４６……チエツ
ク弁、２４８……アキユムレータ、２５０……導
管、２５２……チエツク弁、２５４……導管、２
５６……チエツク弁、２５８……導管、２６０…
…電磁弁、２６２……孔部、２６４……ピスト
ン、２６６……延長部、２７０……リード線、２
７２……電磁弁、２７４……リード線、２７６…
…電磁弁、２７８……リード線、２８０……ソレ
ノイド、２８２……リード線。
FIG. 1 is a characteristic curve diagram of a standard compression ignition engine using a fuel injection device, with the lift of the valve and fuel injection device shown on the vertical axis and the crank angle shown on the horizontal axis. 1, in which the decompression engine delay device is driven by the fuel injector push tube and a second decompression occurs at about 360 degrees of crankshaft rotation after the first decompression. FIG. 3 is a partially sectional front view of an exhaust valve or supply valve crosshead and a swinging arm according to the invention; FIG. 4A is a diagram of a separate supply or exhaust valve swing according to the invention; FIG. 4B is a cross-sectional view of the exhaust valve or intake valve swinging arm shown in FIG. 4A, and FIG. 5 shows the arrangement of parts required for each engine cylinder. FIG. 6 shows another embodiment of the valve action according to the invention, with characteristics similar to FIG. 2, in which decompression occurs for each cylinder at each revolution of the engine crankshaft. FIG. 7 is a schematic representation of another mechanism that may be used with the present invention. 10, 12, 14, 16, 18, 20, 21,
22, 24...Curve, 26...Swinging arm, 28
...Crosshead, 30...Guide pin, 32...
Cylinder head, 34, 36... recess, 38...
Stem, 42... Cavity, 44... Piston, 4
6...Sjorda, 48...Snat Spring, 50
...Groove portion, 52...Compression spring, 54...Shaft portion, 5
6... Cavity, 57, 58... Passage, 59... Block, 60... Ball check valve, 61... Screw, 62... Compression spring, 63... O-ring, 6
4...Blind hole portion, 66...Cross hole portion, 68...Shuttle valve, 70...Snat spring, 72...Compression spring, 76...Press tube, 78...Valve operating portion, 80, 82...Bushing Hole, 84...Arm shaft, 86...Cylindrical chamber, 88...Piston, 90...
...Compression spring, 92...Snat spring, 94...
Passage, 96...pin, 98...hole, 100...
Housing, 102... Oil, 104... Reservoir, 1
06... Conduit, 108... Low pressure pump, 110...
... Solenoid valve inlet, 112 ... Solenoid valve, 114 ... Cylinder, 116 ... Conduit, 118 ... Control valve, 1
20... Compression spring, 122... Passage, 124...
Ball check valve, 126... Compression spring, 128
... Passage, 130 ... Conduit, 132 ... Hole, 1
34... Outlet, 136... Conduit, 138... Shuttle valve, 139... Spring, 140... Hole, 14
1... Shoulder part, 142... Conduit, 143...
Annular part, 144... Piston, 146... Stop part, 148... Compression spring, 150... Bracket, 158... Exhaust valve, 160... Valve spring, 16
2... Main piston, 164... Leaf spring, 166...
... Screw, 168 ... Swing arm, 170 ... Push tube, 172 ... Swing arm, 174 ... Arm shaft, 180 ... Air supply valve, 182 ... Valve spring, 1
84, 186... Hole, 188, 190... Piston, 192... Spring, 193... Spring, 194
... Conduit, 195 ... Lower annular portion, 196 ... Check valve, 198 ... Shuttle valve, 199 ... Check valve, 200 ... Compression spring, 202 ... Conduit, 204 ... Check valve, 206 ... conduit, 2
08...Check valve, 210, 211, 212,
213, 214, 215... Conduit, 216... Battery, 217... Closing valve, 218... Electric control device, 219... Lead wire, 220... Fuse, 222, 224, 226... Switch, 22
8...Diode, 230...Sensor, 232...
... Flywheel, 234 ... Control device, 236 ... Lead wire, 238 ... Sensor, 240 ... Lead wire, 242 ... Conduit, 244, 246 ... Check valve, 248 ... Accumulator, 250 ... Conduit, 252 ... Check valve, 254 ... Conduit, 2
56...Check valve, 258...Conduit, 260...
... Solenoid valve, 262 ... Hole, 264 ... Piston, 266 ... Extension, 270 ... Lead wire, 2
72... Solenoid valve, 274... Lead wire, 276...
... Solenoid valve, 278 ... Lead wire, 280 ... Solenoid, 282 ... Lead wire.
Claims (1)
接続された各シリンダ用のエンジンピストンとを
備え、かつ各シリンダ用の給気弁および排気弁を
備える多気筒４サイクル内燃エンジンを圧縮解除
遅延させるに際し、正常な出力もしくは給油操作
サイクルとして下方向の給気行程と、上方向の圧
縮行程と、下方向の出力行程と、上方向の排気行
程とを介しクランク軸のそれぞれ２つの完全回転
の間に４サイクルで運動するピストンを備えた多
気筒エンジンの少なくとも１個のシリンダに使用
しうる圧縮解除遅延方法において、内燃エンジン
の圧縮解除遅延操作に際しクランク軸がそれぞれ
２回転する毎に排気弁および給気弁とが正常なエ
ンジン操作の間に正常に移動する点にて移動しな
いようにし、かつ前記２回のクランク軸回転の間
に排気弁および給気弁の正常な開放および閉鎖の
回数を変化させてクランク軸の各回転に際し圧縮
解除を行うことにより、正常な４サイクル出力エ
ンジン操作を２サイクル操作に変換することを特
徴とする多気筒４サイクル内燃エンジンの圧縮解
除遅延方法。 ２ 内燃エンジンの圧縮解除遅延操作に際し、エ
ンジンの出力サイクルにおけるピストンの正常な
圧縮、出力、排気および給気行程を第１強制排
気、第１強制給気、強制圧縮、第２強制排気およ
び第２強制給気に変換することを特徴とする特許
請求の範囲第１項記載の方法。 ３ 第１強制排気を行うためのエンジンの圧縮解
除遅延操作に際し、排気弁の開放を上方向移動に
おけるピストンがその正常な圧縮行程の上死中心
位置に達する前に開始して第１圧縮解除遅延を生
ぜしめ、前記エンジンピストンの上死中心位置の
後に前記排気弁を閉鎖し、継続するピストンの下
方向行程に際し前記給気弁を開放して第１強制給
気を生ぜしめ、前記エンジンピストンのほぼ下死
中心位置にて給気弁を閉鎖し、エンジンの正常操
作に際しサイクルとして移動する点にて前記排気
弁が運動しないようにし、エンジンの正常操作に
際しサイクルとして移動する点にて給気弁が運動
しないようにし、エンジンピストンのほぼ上死中
心位置にて前記排気弁の再開放を開始させて第２
圧縮解除遅延を生ぜしめ、ピストンの次の下方行
程に際し前記給気弁を再開放して第２強制給気を
生ぜしめ、前記エンジンピストンの上死中心位置
の後に前記排気弁を再閉鎖し、前記エンジンピス
トンのほぼ下死中心位置にて前記給気弁を再閉鎖
することにより、前記クランク軸の各回転に際し
前記１個のシリンダに１回の圧縮解除を生ぜしめ
ることを特徴とする特許請求の範囲第１項または
第２項記載の方法。 ４ 排気弁の第１開放運動を約40°BTDCにて行
ないかつ排気弁の第１閉鎖運動を約180゜ATDCに
て完結し、給気弁の第１開放運動を約10゜BTDC
で行ないかつ給気弁の第１閉鎖を約210°ATDCで
完結し、排気弁の第２開放運動を約350°ATDCに
て行ないかつ排気弁の第２閉鎖を約450°ATDCに
て完結し、給気弁の第２開放運動を約370°ATDC
にて行ないかつ給気弁の第２閉鎖を約540°ATDC
にて完結することを特徴とする特許請求の範囲第
３項記載の方法。 ５ エンジンの正常な出力操作に際しサイクルと
して移動する点にて排気弁が少なくとも約
130°ATDCから約370°ATDCまでの期間にわたり
移動しないようにし、かつエンジンの正常操作に
際しサイクルとして移動する点にて給気弁が少な
くとも約340°ATDCから約580°ATDCまでの期間
にわたり移動しないようにすることを特徴とする
特許請求の範囲第４項記載の方法。 ６ 排気弁の第１開放運動を約40°BTDCにて行
ないかつ排気弁の第１閉鎖を約90°ATDCにて完
結し、給気弁の第１開放運動を約30°ATDCにて
行ないかつ給気弁の第１閉鎖を約180°ATDCにて
完結し、排気弁の第２開放運動を約300°ATDCに
て行ないかつ排気弁の第２閉鎖を約450°ATDCに
て完結し、給気弁の第２開放運動を約380°ATDC
にて行ないかつ給気弁の第２閉鎖を約540゜ATDC
にて完結することを特徴とする特許請求の範囲第
３項記載の方法。 ７ エンジンの正常操作に際しサイクルとして移
動する点にて排気弁が少なくとも約130°ATDCか
ら約370°ATDCまでの期間にわたり移動しないよ
うにし、かつエンジンの正常操作に際しサイクル
として移動する点にて給気弁が少なくとも約
340°ATDCから約580°ATDCまでの期間にわたり
移動しないようにすることを特徴とする特許請求
の範囲第６項記載の方法。 ８ クランク軸およびこのクランク軸に同期して
駆動されるカム軸と、このカム軸に作用接続され
たエンジンピストンと、エンジンの各シリンダに
対する排気弁および給気弁と、前記カム軸から駆
動される第１および第２押チユーブと、液圧流体
供給手段と、前記排気弁に作用連動してこの排気
弁を開放させる液圧作動第１ピストンとを備える
多気筒４サイクル内燃エンジンからなる気体圧縮
解除型のエンジン遅延装置において、前記第１押
チユーブ１７０により作動されかつ前記第１ピス
トン１４４および前記液圧流体供給手段１０２，
１０４と液圧連結した第２ピストン１６２を備え
て、前記排気弁手段と連携したエンジンの正常出
力操作の際の圧縮行程に対応するエンジンピスト
ンの上方向移動の間に前記排気弁手段１５８を開
放させることにより第１圧縮解除を生ぜしめ、前
記排気弁手段の正常操作を不能にするように前記
液圧流体供給手段により供給される液圧流体に応
答する第１手段５８，６６，６８，１０４または
８８，９０，９４と、前記給気弁手段の正常操作
を不能にするように前記液圧流体供給手段により
供給される液圧に応答する第２手段５８，６６，
６８，１４４または８８，９０，９４と、前記給
気弁手段１８０に連携しかつ前記第１ピストン１
４４および第２ピストン１８２に液圧連結されて
所定時間で前記給気弁手段を開放させる第３ピス
トン１８４と、前記第２押チユーブ１７０ａによ
り作動されかつ前記第１ピストン１４４、第２ピ
ストン１６２および第３ピストン１８４に液圧連
結されて前記第１ピストン１４４を作動させる第
４ピストン１６２ａとを備え、エンジンの正常操
作の際の排気行程に対応する前記排気弁手段１５
８と連携したエンジンピストンの上方向移動の間
に排気弁手段を開放させて第２圧縮解除を生ぜし
めた後、前記第３ピストンを作動させて前記給気
弁手段を開放させることにより、前記クランク軸
の各回転に際し各シリンダにつき１回の圧縮解除
を生ぜしめることを特徴とするエンジン遅延装
置。 ９ 第２ピストン１６２の制御下で排気弁手段を
開放させた後かつ排気弁手段を作動させないよう
に第１手段を操作する前に、手段１３２，１４４
が前記エンジンピストンの上死中心位置の後に排
気弁手段を閉鎖し、手段１８９が作動してピスト
ンの下方向移動に際し前記給気弁を開放させて第
１強制給気を生ぜしめ、かつ手段１６２ａが作動
して前記エンジンピストンのほぼ下死中心位置に
て前記給気弁を閉鎖させた後、前記第１手段がエ
ンジンの正常操作に際しサイクルとして移動する
点にて排気弁を不能にすることを特徴とする特許
請求の範囲第８項記載のエンジン遅延装置。 １０ 第２手段が給気弁手段の正常操作を生ぜし
めないようにした後、排気弁手段が第１ピストン
の制御下でエンジンピストンの上死中心位置にて
再開放を開始することにより第２圧縮解除遅延を
生ぜしめ、その後第１圧縮解除遅延の後と同様に
操作サイクルが生ずることを特徴とする特許請求
の範囲第９項記載のエンジン遅延装置。 １１ クランク軸およびこのクランク軸に同期し
て駆動されるカム軸と、前記クランク軸に連動す
るエンジンピストン手段と、前記エンジンの各シ
リンダと連動する排気弁手段および給気弁手段
と、前記カム軸から駆動されかつ前記排気弁のそ
れぞれと連携する押チユーブ手段と、液圧流体供
給手段と、前記排気弁手段に連携して前記排気弁
手段を開放閉鎖させる第１ピストン手段と、前記
押チユーブ手段により作動されかつ前記第１ピス
トン手段および前記液圧流体供給手段と液圧連結
された第２ピストン手段とを備える多気筒４サイ
クル内燃エンジンからなる気体圧縮解除型のエン
ジン遅延装置において、前記第１ピストン手段２
６４と前記第２ピストン手段１６２との間に液圧
アキユムレータ手段２４８を介装すると共に、こ
のアキユムレータが前記第２ピストン手段により
加圧された液圧流体を受け入れるようにし、前記
アキユムレータ手段２４８と前記第１ピストン手
段との間に第１電磁弁手段２６０を介装し、液圧
作動式の排気弁手段５８，６６，６８，１０４ま
たは８８，９０，９４を設けてこれに前記液圧流
体供給手段により供給し、第２電磁弁手段２７２
を前記液圧流体供給手段と前記排気弁不能化手段
との間に連通させ、第３ピストン手段を前記給気
弁手段１８０と連携させて前記給気弁手段を開放
閉鎖させ、電磁弁手段２８０を前記第３ピストン
手段に相互連結すると共に、液圧作動の給気不能
化手段５８，６６，６８，１０４または８８，９
０，９４を設けて、これに前記液圧流体供給手段
により供給し、第３電磁弁手段２７６を前記液圧
流体供給手段と前記給気不能化手段との間に連通
させ、第１逆止弁手段２５６を前記アキユムレー
タ２４８と前記第２ピストン手段１６２との間に
介装し、第２逆止弁手段２４４を前記液圧流体供
給手段と前記第２ピストン手段との間に介装し、
さらに前記クランク軸の位置に応答する検知手段
２３０または２３８と、この検知手段と第１、第
２および第３電磁弁手段と前記電磁弁手段とに電
気接続した電子制御手段２３４とを備えることを
特徴とするエンジン遅延装置。 １２ ソレノイド手段の代りに、アキユムレータ
手段と第３ピストン手段との間に介装した第４電
磁弁手段を設け、検知手段が第１、第２、第３お
よび第４電磁弁手段と電気接続されていることを
特徴とする特許請求の範囲第１１項記載のエンジ
ン遅延装置。[Claims] 1. A multi-cylinder four-stroke internal combustion engine comprising a rotary crankshaft and an engine piston for each cylinder operatively connected to the crankshaft, and comprising an intake valve and an exhaust valve for each cylinder. When delaying the decompression of the crankshaft, the normal output or refueling operation cycle includes a downward air intake stroke, an upward compression stroke, a downward output stroke, and an upward exhaust stroke. A decompression delay method usable in at least one cylinder of a multi-cylinder engine having a piston that moves in four cycles during two complete revolutions, the decompression delaying method comprising: prevent the exhaust and air intake valves from moving at the point where they would normally move during normal engine operation, and maintain the normal opening and opening of the exhaust and air intake valves between said two crankshaft revolutions. A method for delaying decompression in a multi-cylinder four-stroke internal combustion engine, comprising converting normal four-stroke output engine operation to two-stroke operation by varying the number of closures and decompressing on each revolution of the crankshaft. . 2. During the compression release delay operation of an internal combustion engine, the normal compression, output, exhaust, and air intake strokes of the piston in the engine's output cycle are changed to the first forced exhaust, first forced air intake, forced compression, second forced exhaust, and second forced air intake. 2. A method according to claim 1, characterized in that forced air supply is converted. 3. During the engine compression release delay operation to perform the first forced exhaust, the first compression release delay is performed by starting the opening of the exhaust valve before the piston in upward movement reaches the top dead center position of its normal compression stroke. and closing the exhaust valve after the top dead center position of the engine piston, and opening the air supply valve on the continued downward stroke of the piston to create a first forced air supply, thereby increasing the pressure of the engine piston. The intake valve is closed at approximately the bottom dead center position, the exhaust valve is prevented from moving at a point where it moves in a cycle during normal operation of the engine, and the intake valve is closed at a point where it moves in a cycle during normal operation of the engine. The second
creating a decompression delay, re-opening the intake valve to create a second forced air charge upon the next downward stroke of the piston, and re-closing the exhaust valve after a dead center position of the engine piston; A patent claim characterized in that re-closing the intake valve at approximately the bottom dead center position of the engine piston causes one decompression of the one cylinder on each revolution of the crankshaft. The method according to item 1 or 2. 4 Perform the first opening movement of the exhaust valve at approximately 40° BTDC, complete the first closing movement of the exhaust valve at approximately 180° ATDC, and complete the first opening movement of the intake valve at approximately 10° BTDC.
and complete the first closing of the intake valve at about 210° ATDC, perform the second opening movement of the exhaust valve at about 350° ATDC, and complete the second closing of the exhaust valve at about 450° ATDC. , the second opening movement of the air supply valve is approximately 370° ATDC
and the second closing of the air supply valve at approximately 540° ATDC.
4. A method according to claim 3, characterized in that the method is completed in . 5 The exhaust valve is at least approximately
does not move for a period of time from 130° ATDC to about 370° ATDC, and does not move for a period of at least about 340° ATDC to about 580° ATDC at the point where the intake valve moves as a cycle during normal operation of the engine; The method according to claim 4, characterized in that: 6 Perform the first opening movement of the exhaust valve at approximately 40° BTDC, complete the first closing of the exhaust valve at approximately 90° ATDC, perform the first opening movement of the air supply valve at approximately 30° ATDC, and The first closing of the intake valve is completed at approximately 180° ATDC, the second opening movement of the exhaust valve is performed at approximately 300° ATDC, and the second closing of the exhaust valve is completed at approximately 450° ATDC, and the supply valve is closed at approximately 450° ATDC. The second opening movement of the air valve is approximately 380° ATDC.
and the second closing of the air supply valve at approximately 540° ATDC.
4. A method according to claim 3, characterized in that the method is completed in . 7. Prevent the exhaust valve from moving for at least a period of about 130° ATDC to about 370° ATDC at a point where it moves in cycles during normal operation of the engine, and Valve is at least approx.
7. The method of claim 6, wherein no movement occurs over a period of time from 340° ATDC to about 580° ATDC. 8. A crankshaft, a camshaft driven in synchronization with the crankshaft, an engine piston operatively connected to the camshaft, an exhaust valve and an intake valve for each cylinder of the engine, and a camshaft driven from the camshaft. Gas decompression comprising a multi-cylinder four-stroke internal combustion engine comprising first and second push tubes, hydraulic fluid supply means, and a hydraulically actuated first piston that operates in conjunction with the exhaust valve to open the exhaust valve. type of engine delay device actuated by said first push tube 170 and said first piston 144 and said hydraulic fluid supply means 102,
a second piston 162 in hydraulic communication with said exhaust valve means 104 to open said exhaust valve means 158 during upward movement of the engine piston corresponding to a compression stroke during normal power operation of the engine in conjunction with said exhaust valve means; first means 58, 66, 68, 104 responsive to hydraulic fluid supplied by said hydraulic fluid supply means to cause a first decompression by causing said exhaust valve means to disable normal operation; or 88, 90, 94, and second means 58, 66, responsive to hydraulic pressure supplied by said hydraulic fluid supply means to disable normal operation of said air supply valve means;
68, 144 or 88, 90, 94 and associated with the air supply valve means 180 and the first piston 1.
44 and a third piston 184 hydraulically connected to the second piston 182 to open the air supply valve means at a predetermined time; and a fourth piston 162a hydraulically connected to the third piston 184 to actuate the first piston 144, the exhaust valve means 15 corresponding to the exhaust stroke during normal operation of the engine.
8 during upward movement of the engine piston to cause a second decompression by opening the exhaust valve means, and then actuating the third piston to open the intake valve means; An engine delay device characterized in that it causes one decompression for each cylinder on each revolution of the crankshaft. 9. After opening the exhaust valve means under the control of the second piston 162 and before operating the first means so as not to actuate the exhaust valve means, the means 132, 144
closes the exhaust valve means after said engine piston top dead center position, means 189 is actuated to open said air supply valve upon downward movement of the piston to create a first forced air supply; and means 162a; actuates to close the intake valve at approximately the bottom dead center position of the engine piston, and then disables the exhaust valve at a point where the first means moves in a cycle during normal operation of the engine. An engine delay device according to claim 8. 10 After the second means prevents normal operation of the intake valve means, the exhaust valve means initiates re-opening at the top dead center position of the engine piston under the control of the first piston, thereby opening the second valve. 10. An engine delay system as claimed in claim 9, characterized in that it produces a decompression delay, after which the operating cycle occurs as after the first decompression delay. 11 A crankshaft, a camshaft driven in synchronization with the crankshaft, an engine piston means interlocked with the crankshaft, an exhaust valve means and an intake valve means interlocked with each cylinder of the engine, and the camshaft. a push tube means driven from and cooperating with each of said exhaust valves; a hydraulic fluid supply means; first piston means cooperating with said exhaust valve means to open and close said exhaust valve means; and said push tube means. a gas decompression type engine delay device comprising a multi-cylinder four-stroke internal combustion engine, the first piston means and the second piston means being hydraulically connected to the hydraulic fluid supply means; Piston means 2
Hydraulic accumulator means 248 is interposed between 64 and said second piston means 162, said accumulator receiving hydraulic fluid pressurized by said second piston means, said accumulator means 248 and said A first solenoid valve means 260 is interposed between the first piston means and a hydraulically actuated exhaust valve means 58, 66, 68, 104 or 88, 90, 94 for supplying the hydraulic fluid. a second solenoid valve means 272;
is communicated between the hydraulic fluid supply means and the exhaust valve disabling means, the third piston means cooperates with the air supply valve means 180 to open and close the air supply valve means, and the electromagnetic valve means 280 are interconnected to said third piston means and hydraulically actuated air supply disabling means 58, 66, 68, 104 or 88, 9.
0,94, and is supplied by the hydraulic fluid supply means, and a third solenoid valve means 276 is communicated between the hydraulic fluid supply means and the air supply disabling means, and a first non-return check is provided. A valve means 256 is interposed between the accumulator 248 and the second piston means 162, a second check valve means 244 is interposed between the hydraulic fluid supply means and the second piston means,
It further comprises sensing means 230 or 238 responsive to the position of said crankshaft, and electronic control means 234 electrically connected to said sensing means, said first, second and third solenoid valve means, and said solenoid valve means. Features an engine delay device. 12. Instead of the solenoid means, a fourth electromagnetic valve means is provided between the accumulator means and the third piston means, and the detection means is electrically connected to the first, second, third and fourth electromagnetic valve means. 12. An engine delay device according to claim 11, characterized in that:
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1985
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