JPH0623527B2 - Multi-cylinder internal combustion engine - Google Patents
Multi-cylinder internal combustion engineInfo
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- JPH0623527B2 JPH0623527B2 JP15178385A JP15178385A JPH0623527B2 JP H0623527 B2 JPH0623527 B2 JP H0623527B2 JP 15178385 A JP15178385 A JP 15178385A JP 15178385 A JP15178385 A JP 15178385A JP H0623527 B2 JPH0623527 B2 JP H0623527B2
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- cam
- intake
- lift
- engine
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- Valve Device For Special Equipments (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は多気筒内燃機関、例えば、車両に搭載される多
気筒内燃機関に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a multi-cylinder internal combustion engine, for example, a multi-cylinder internal combustion engine mounted on a vehicle.
（従来の技術） 従来、機関の高出力、低燃費を達成するための多気筒内
燃機関としては、例えば第17図〜第21図に示すものが知
られている（特開昭５８−２５５３７号公報）。(Prior Art) Conventionally, as a multi-cylinder internal combustion engine for achieving high output and low fuel consumption of the engine, for example, those shown in FIGS. 17 to 21 are known (Japanese Patent Laid-Open No. 58-25537). Gazette).
これらの図に示すように、この内燃機関は、４気筒の各
気筒について主吸気弁１と副吸気弁２との吸気２弁、及
び、排気弁３を有している。ここに、主吸気弁１が開閉
する主吸気ポート４は吸気流により燃焼室５内にスワー
ルを形成するように、また、副吸気弁２が開閉する副吸
気ポート６は多量の吸気を燃焼室５に送給可能に主吸気
ポート４の流路面積よりも大きな流路面積を有してい
る。これらの吸・排気弁はいずれもロッカアーム７を介
して駆動カム８により機関回転に同期して駆動される
が、これらのロッカアーム７には、第19図及び第20図に
示すように、それぞれその作動を停止可能な作動停止機
構が設けられている。この作動停止機構は、ロッカアー
ム７の背面に設けた油圧シリンダ９と、そのピストンロ
ッド10に連結したフォーク状のストッパ11と、を有して
おり、一端が駆動カム８に当接するロッカアーム７の他
端に往復動自在に保持されて吸・排気弁のステムエンド
12に当接するプランジャ13を、シリンダ９非作動時スト
ッパ11に係止させてロッカアーム７の揺動を該プランジ
ャ13を介して吸・排気弁に伝達するとともに、図外の切
換弁によりシリンダ室９Ａに潤滑油を供給してピストン
ロッド10を突出させることによりストッパ11によるプラ
ンジャ13の係止を解除して、プランジャ13をロッド７の
揺動に対して非拘束とする結果、該揺動を吸・排気弁に
伝達しないようにしている。すなわち、シリンダ９の作
動により吸・排気弁の作動を停止するのである。As shown in these figures, this internal combustion engine has two intake valves, a main intake valve 1 and an auxiliary intake valve 2, and an exhaust valve 3, for each of the four cylinders. Here, the main intake port 4 that opens and closes the main intake valve 1 forms a swirl in the combustion chamber 5 by the intake flow, and the sub intake port 6 that opens and closes the auxiliary intake valve 2 receives a large amount of intake air. 5 has a flow passage area larger than the flow passage area of the main intake port 4 so as to be capable of being fed. Each of these intake / exhaust valves is driven by a drive cam 8 via a rocker arm 7 in synchronism with engine rotation, and these rocker arms 7 are respectively driven by the drive cam 8 as shown in FIG. 19 and FIG. An operation stopping mechanism capable of stopping the operation is provided. This operation stop mechanism has a hydraulic cylinder 9 provided on the back surface of the rocker arm 7 and a fork-shaped stopper 11 connected to the piston rod 10 of the rocker arm 7. Stem end of intake / exhaust valve that is reciprocally held at the end
A plunger 13 that comes into contact with 12 is locked to a stopper 11 when the cylinder 9 is not operating to transmit the rocking of the rocker arm 7 to the intake / exhaust valve via the plunger 13, and a cylinder valve 9A The plunger 13 is released from the stopper 11 by supplying lubricating oil to the piston rod 10 so that the plunger 13 is not restrained with respect to the swing of the rod 7, and as a result, the swing is absorbed. -It is not transmitted to the exhaust valve. That is, the operation of the intake / exhaust valve is stopped by the operation of the cylinder 9.
また、この作動停止機構は機関の運転状態に応じて制御
手段14により駆動され、低速低負荷時はすべて吸・排気
弁１、２、３の作動が停止しれ、低速高負荷時は副吸気
弁２の作動のみが停止されるように制御される。Further, this operation stop mechanism is driven by the control means 14 according to the operating state of the engine, and the operation of the intake / exhaust valves 1, 2, 3 may be stopped at low speed and low load, and the auxiliary intake valve at low speed and high load. It is controlled so that only the operation of 2 is stopped.
（発明が解決しようとすく問題点） しかしながら、このような従来の多気筒内燃機関にあっ
ては、吸・排気弁の弁開閉時期及び弁リフト量を可変と
するものではなく、その作動を完全に停止する構成であ
ったため、例えば、第21図に示すように低速域と高速域
との間の中速域（図中斜線部分）、すなわち過渡運転域
では機関の出力トルクを充分に高めることができないと
いう問題点があった。また、主・副２つの吸気弁は、そ
の一方を低速向けの作動タイミング、リフトに、他方を
高速向きのそれに、構成していたため、高速時の吸気充
填効率を充分に高めることができないという問題点も有
していた。さらに、特定運転条件では一方の吸気弁の作
動を停止する構成のため、二系統の燃料供給装置を必要
とし、特に気筒毎に燃料供給を行うものでは該装置が複
雑化するという問題点を有していた。(Problems to be solved by the invention) However, in such a conventional multi-cylinder internal combustion engine, the valve opening / closing timing of the intake / exhaust valves and the valve lift amount are not variable, and the operation thereof is not complete. Since it has been configured to stop at a high speed, the output torque of the engine must be sufficiently increased in the medium speed range between the low speed range and the high speed range (the shaded area in the figure), that is, in the transient operating range, as shown in FIG. There was a problem that I could not do it. In addition, since the main and sub intake valves are configured such that one of them is for actuation timing and lift for low speed, and the other is for high speed, it is not possible to sufficiently increase intake charging efficiency at high speed. He also had points. Further, since the operation of one intake valve is stopped under a specific operating condition, there is a problem that a two-system fuel supply device is required, and particularly in the case of supplying fuel to each cylinder, the device becomes complicated. Was.
（問題点を解決するための手段） 本発明は、上記問題点を解決するために、吸気弁及び排
気弁のそれぞれの弁開閉時期を可変とする可変動弁機構
を素耐えた多気筒内燃機関において、機関のアイドリン
グ時は、排気弁の閉弁時期を上死点後とするとともに、
吸気弁の開弁時期を排気弁の閉弁時期に略一致させ、ア
イドリング以外の低速低負荷時は、排気弁の閉弁時期を
上死点前とするとともに、吸気弁の開弁時期を上死点後
としたことを特徴とするものである。(Means for Solving the Problems) In order to solve the above problems, the present invention provides a multi-cylinder internal combustion engine that endures a variable valve mechanism that makes the opening and closing timings of the intake valve and the exhaust valve variable. In engine idling, the exhaust valve closing timing is after top dead center, and
When the intake valve opening timing is set to approximately match the exhaust valve closing timing, the exhaust valve closing timing is set to before top dead center and the intake valve opening timing is set to high when the low speed and low load other than idling is used. The feature is that it is after the dead point.
（作用） 本発明に係る多気筒内燃機関は、可変動弁機構により、
機関のアイドリング時は吸・排気弁のオーバラップ量を
略零とし燃焼室内の残留ガス量を低速し燃焼の安定を図
り、アイドリング時以外の低速低負荷時は、吸・排気弁
のオーバラップ量を負とし、残留ガスを燃焼室内に封じ
込めて、ＮＯｘ低減を図るとともにポンピングロス低減
により燃費を向上させている。(Operation) The multi-cylinder internal combustion engine according to the present invention, by the variable valve mechanism,
When the engine is idling, the amount of overlap of the intake / exhaust valve is set to almost zero, and the amount of residual gas in the combustion chamber is reduced to stabilize combustion, and when the engine is idling, the amount of overlap of the intake / exhaust valve is low. Is made negative and the residual gas is confined in the combustion chamber to reduce NO x and improve fuel efficiency by reducing pumping loss.
（実施例） 以下、本発明に係る多気筒内燃機関の実施例を図面に基
づいて説明する。(Embodiment) An embodiment of a multi-cylinder internal combustion engine according to the present invention will be described below with reference to the drawings.
第１図〜第16図は本発明の一実施例を示すものである。1 to 16 show an embodiment of the present invention.
まず、構成を説明する。First, the configuration will be described.
第１図において、21は直列４気筒内燃機関のカム軸を示
し、その軸端に固着したプーリ22を介して機関出力軸に
同期して駆動回転される。第１図に示すように、カム軸
21には吸気弁用の駆動カム23と排気弁用の駆動カム24と
が所定の位相を有して固設されている。同図において、
25は吸気ポート、26はこれを開閉する吸気弁を示し、27
は排気ポートを、28はこれを開閉する排気弁を示す。ま
た、図中29は燃焼室、30はシリンダヘッド、31、32は吸
・排気弁の各バルブスプリングである。In FIG. 1, reference numeral 21 denotes a cam shaft of an in-line four-cylinder internal combustion engine, which is driven and rotated in synchronization with the engine output shaft via a pulley 22 fixed to the shaft end. As shown in Fig. 1, the camshaft
A drive cam 23 for the intake valve and a drive cam 24 for the exhaust valve are fixedly mounted on the valve 21 with a predetermined phase. In the figure,
25 is an intake port, 26 is an intake valve that opens and closes it, 27
Indicates an exhaust port, and 28 indicates an exhaust valve for opening and closing the exhaust port. Further, in the figure, 29 is a combustion chamber, 30 is a cylinder head, and 31 and 32 are valve springs of intake and exhaust valves.
吸気弁26及び排気弁28は、それぞれ、その弁開閉時期及
び弁リフト量を機関の運転条件に応じて可変とする可変
動弁機構33、34を介して上記駆動カム23、24により開閉
駆動されるものである。The intake valve 26 and the exhaust valve 28 are opened / closed by the drive cams 23, 24 via variable valve actuation mechanisms 33, 34 for varying the valve opening / closing timing and the valve lift according to the operating conditions of the engine. It is something.
可変動弁機構33は、第１図に示すように、ロッカアーム
35と、レバー36と、リフト制御カム37と、を有してい
る。ロッカアーム35の一端は上記駆動カム23に、その他
端は吸気弁26のステムエンド26Ａに、それぞれ当接し、
その背面35Ａは長手方向に沿って所定曲率で湾曲形成さ
れている。又、ロッカアーム35は、その背面35Ａがレバ
ー36の下面36Ａに支点接触している。すなわち、ロッカ
アーム35はレバー36に揺動自在に指示されている。この
レバー36の下面36Ａはその長手方向に沿って平坦に形成
されている。また、レバー36の一端上面にはリフト制御
カム37が当接し、その他端凹陥部36Ｂには油圧ピボット
38の下端球状部が嵌合している。すなわち、レバー36は
油圧ピボット38を支点として揺動自在に設けられ、その
傾斜角度はリフト制御カム37により可変とされているの
である。また、上記ロッカアーム35とレバー36とは、支
持軸39（第６図）と凹溝36Ｃとの間に縮設したスプリン
グ40により連結されている。スプリング40のバネ定数は
バルブスプリング31のそれよりも小さく設定している。
上記油圧ピボット38はブラケット41に支持され、内蔵す
るチェック弁を介してその油圧室内に油路42から圧油を
供給してバルブクリアランスを一定値に保持するゼロラ
ッシュ機能を有している。As shown in FIG. 1, the variable valve mechanism 33 includes a rocker arm.
35, a lever 36, and a lift control cam 37. One end of the rocker arm 35 contacts the drive cam 23, and the other end contacts the stem end 26A of the intake valve 26,
The back surface 35A is curved and formed with a predetermined curvature along the longitudinal direction. The rear surface 35A of the rocker arm 35 is in fulcrum contact with the lower surface 36A of the lever 36. That is, the rocker arm 35 is instructed by the lever 36 to be swingable. The lower surface 36A of the lever 36 is formed flat along its longitudinal direction. Further, the lift control cam 37 abuts on the upper surface of one end of the lever 36, and the hydraulic pivot pivots on the other end concave portion 36B.
The lower end spherical portion of 38 is fitted. That is, the lever 36 is swingably provided with the hydraulic pivot 38 as a fulcrum, and its inclination angle is variable by the lift control cam 37. Further, the rocker arm 35 and the lever 36 are connected by a spring 40 which is contracted between the support shaft 39 (FIG. 6) and the groove 36C. The spring constant of the spring 40 is set smaller than that of the valve spring 31.
The hydraulic pivot 38 is supported by a bracket 41 and has a zero rush function of supplying pressure oil from an oil passage 42 into the hydraulic chamber via a built-in check valve to maintain the valve clearance at a constant value.
ここで、リフト制御カム37は、第４図及び第５図に示す
ように、カム制御軸45にコイルスプリング46を介して連
結されており、リフト制御カム37はこのコイルスプリン
グ46を介してのカム制御軸45からの回転力がレバー36を
介しての反力に打ち勝った場合、例えば閉弁時に回動す
る。すなわち、リフト制御カム37は、カム制御軸45に遊
嵌されており、コイルスプリング46は、一端がカム制御
軸46のホルダ47に、他端がリフト制御カム37の円筒部37
Ａに、それぞれ係止されている。第５図中、48はカム制
御軸45に突設したストッパピンであり、上記円筒部37Ａ
の切欠きと当接可能とされている。すなわち、コイルス
プリング46に過大な力が作用しないようにしている。な
お、49はカム制御軸45を回転自在に支持するキャップで
ある。Here, as shown in FIGS. 4 and 5, the lift control cam 37 is connected to the cam control shaft 45 via a coil spring 46, and the lift control cam 37 is connected via the coil spring 46. When the rotational force from the cam control shaft 45 overcomes the reaction force via the lever 36, the cam control shaft 45 rotates, for example, when the valve is closed. That is, the lift control cam 37 is loosely fitted to the cam control shaft 45, and the coil spring 46 has one end in the holder 47 of the cam control shaft 46 and the other end in the cylindrical portion 37 of the lift control cam 37.
Each is locked to A. In FIG. 5, reference numeral 48 denotes a stopper pin projecting from the cam control shaft 45, which is the cylindrical portion 37A.
It is possible to make contact with the notch. That is, an excessive force is prevented from acting on the coil spring 46. Reference numeral 49 is a cap that rotatably supports the cam control shaft 45.
一方、排気弁28を駆動する可変動弁機構34も、上記吸気
弁26の動弁機構33と同一に構成されている。すなわち、
ロッカアーム50の一端は駆動カム24に、他端は排気弁28
のステムエンド28Ａに、それぞれ当接している。また、
ロッカアーム50の湾曲した背面50Ａはレバー51の平坦な
下面51Ａに支点接触している。油圧ピボット52に揺動自
在に支持されたレバー51はリフト制御カム53によりその
傾斜が変更可能とされている。また、リフト制御カム53
はコイルスプリング（図外）を介してカム制御軸54に連
結されている。On the other hand, the variable valve mechanism 34 that drives the exhaust valve 28 is also configured in the same manner as the valve mechanism 33 of the intake valve 26. That is,
The rocker arm 50 has one end on the drive cam 24 and the other end on the exhaust valve 28.
The stem end 28A of each of them is in contact with each other. Also,
The curved back surface 50A of the rocker arm 50 is in fulcrum contact with the flat lower surface 51A of the lever 51. The lever 51, which is swingably supported by the hydraulic pivot 52, can be tilted by a lift control cam 53. Also, the lift control cam 53
Is connected to the cam control shaft 54 via a coil spring (not shown).
第７図及び第８図は、これらのリフト制御カム37、53の
カムプロフィールをそれぞれ示している。第７図に示す
ように、リフト制御カム37は、吸気弁26の弁リフト量及
び弁開閉時期をそれぞれ異ならせる５個のカム面37ａ、
37ｂ、37ｃ、37ｄ、37ｅを有している。カム面37ａは弁
リフト量２mmに、カム面37ｂは弁リフト量５mmに、カム
面37ｃは弁リフト量８mmに、カム面37ｄは弁リフト量9.
4 mmに、カム面37ｅは弁リフト量10.8mmに、それぞれ
対応させている。また、第８図に示すように、リフト制
御カム53は、排気弁28の弁開閉時期及び弁リフト量をそ
れぞれ異ならせる５個のカム面53ａ、53ｂ、53ｃ、53
ｄ、53ｅを有している。カム面53ａは例えば弁リフト量
８mmに、カム面53ｂは同じく５mmに、カム面53ｃは同じ
く８mmに、カム面53ｄは同じく9.4 mmに、カム面53ｅ
は同じく10.8mmに、それぞれ対応させている。7 and 8 show the cam profiles of these lift control cams 37 and 53, respectively. As shown in FIG. 7, the lift control cam 37 includes five cam surfaces 37a for varying the valve lift amount and the valve opening / closing timing of the intake valve 26,
It has 37b, 37c, 37d, and 37e. The cam surface 37a has a valve lift amount of 2 mm, the cam surface 37b has a valve lift amount of 5 mm, the cam surface 37c has a valve lift amount of 8 mm, and the cam surface 37d has a valve lift amount of 9.
4 mm and the cam surface 37e correspond to a valve lift of 10.8 mm. Further, as shown in FIG. 8, the lift control cam 53 has five cam surfaces 53a, 53b, 53c, 53 for varying the valve opening / closing timing of the exhaust valve 28 and the valve lift amount.
It has d and 53e. The cam surface 53a has a valve lift of 8 mm, the cam surface 53b has a diameter of 5 mm, the cam surface 53c has a diameter of 8 mm, the cam surface 53d has a diameter of 9.4 mm, and the cam surface 53e has a diameter of 8 mm.
Also corresponds to 10.8mm respectively.
第２図に示すように、これらのカム制御軸45、54は、上
記カム軸21と平行に配設され、それらの一端には、第３
図に示すように、歯数の異なるギヤ56、57がそれぞれ固
設されている。これらのギヤ56、57はステッピングモー
タ58の出力軸端に固着したギヤ59に噛合している。な
お、60はアウドラギヤである。従って、これらのガヤ機
構が減速手段を構成しており、カム制御軸45、54はこの
減速手段を介して同一減速比でステッピングモータ58に
より駆動回転されることになる。すなわち、リフト制御
カム37、53は同一回転角だけ逆方向に駆動回転されるの
である。なお、ステッピングモータ58は図外の制御手段
（例えば車載のマイクロコンピュータ）により駆動制御
されるものであり、この制御手段は、例えば回転数セン
サ、水温センサ等から入力された各種の検出信号に基づ
いて機関の運転条件を判別し、この運転条件に応じて適
切な弁リフト量、弁開閉時期となるように、ステッピン
グモータ58を制御駆動する。As shown in FIG. 2, these cam control shafts 45 and 54 are arranged in parallel with the cam shaft 21, and one end of them is provided with a third
As shown in the drawing, gears 56 and 57 having different numbers of teeth are fixedly installed. These gears 56 and 57 mesh with a gear 59 fixed to the output shaft end of the stepping motor 58. In addition, 60 is an outdra gear. Therefore, these gear mechanisms constitute a speed reduction means, and the cam control shafts 45, 54 are driven and rotated by the stepping motor 58 through the speed reduction means at the same speed reduction ratio. That is, the lift control cams 37 and 53 are driven and rotated in the opposite directions by the same rotation angle. The stepping motor 58 is drive-controlled by a control means (not shown) (for example, an in-vehicle microcomputer), and this control means is based on various detection signals input from, for example, a rotation speed sensor, a water temperature sensor, or the like. The operating conditions of the engine are determined according to the operating conditions of the engine, and the stepping motor 58 is controlled and driven so that the valve lift amount and the valve opening / closing timing are appropriate according to the operating conditions.
次に、本実施例の作用について説明する。Next, the operation of this embodiment will be described.
本実施例では、機関の回転速度及び機関の負荷に応じ
て、第９図に示すように、機関の全運転領域を５つ領域
（Ｉ）〜（Ｖ）に分けて吸気弁26及び排気弁28の各リフ
ト特性を変化させている。すなわち、領域（Ｉ）は機関
のアイドリング状態を、領域（II）は機関の低速低負荷
運転域を、領域（III）は機関の低速全開域及び中速低
中負荷域を、領域（IV）は機関の中速域を、領域（Ｖ）
は機関の高速域を、それぞれ示している。第10図中曲線
Ｅ１、Ｉ１が領域（Ｉ）における吸・排気弁26、28のリ
フト特性を（Ｅ１：排気弁、Ｉ１：吸気弁）、同じくＥ
２、Ｉ２が領域（II）を、Ｅ３、Ｉ３が領域（III）
を、Ｅ４、Ｉ４が領域（IV）を、Ｅ５、Ｉ５が領域
（Ｖ）を、それぞれ示している。なお、第９図中実線は
回転速度等の増加時の領域間の切換値を、同じく破線は
減少時の切換値を示す。このように、領域の切換、すな
わちステッピングモータ58の駆動にヒステリシスを設
け、ハンチングを防止している。以下、各領域ごとに説
明する。In this embodiment, as shown in FIG. 9, the total operating region of the engine is divided into five regions (I) to (V) according to the rotational speed of the engine and the load of the engine. Each of the 28 lift characteristics is changed. That is, region (I) is the idling state of the engine, region (II) is the low-speed low-load operating region of the engine, region (III) is the low-speed fully open region and medium-speed low-medium-load region, region (IV) Is the medium speed range of the engine, area (V)
Indicates the high speed range of the engine. Curves E 1 and I 1 in FIG. 10 show the lift characteristics of the intake / exhaust valves 26 and 28 in the region (I) (E 1 : exhaust valve, I 1 : intake valve).
2 , I 2 is the region (II), E 3 and I 3 are the region (III)
, E 4 and I 4 represent the region (IV), and E 5 and I 5 represent the region (V). The solid line in FIG. 9 indicates the switching value between the regions when the rotation speed and the like increase, and the broken line indicates the switching value when the rotation speed decreases. In this way, the hunting is prevented by providing hysteresis in the switching of the regions, that is, the driving of the stepping motor 58. Hereinafter, each area will be described.
アイドリング時（領域（Ｉ））及び機関始動時 ステッピングモータ58を駆動して各リフト制御カム37、
53のカム面37ａ、53ａでレバー36、51を押し下げる。こ
の結果、レバー36の一端部は吸気弁２６用のロッカアー
ム３５の一端部から最も離れた上方に位置し（レバー36
の傾斜角度が大となる）、この吸気弁２６用のロッカア
ーム３５の揺動支点（支点接触点）はその他端部側に移
行する。また、レバー51の一端部は吸気弁２８用のロッ
カアーム５０の一端部から所定間隔離れた上方に位置し
（レバー51の傾斜は中間の値となる）、この排気弁２８
用のロッカアーム５０の揺動支点もその中央部となる。
従って、第11図に示すように、排気弁28の弁リフト量は
中間値（例えば８mm）となり、その閉弁時期も上死点後
となる一方、吸気弁26の弁リフト量は最小値（２mm）と
なり、その開弁時期も上死点後となる。すなわち、吸・
排気弁26、28のオーバラップ量は零となる。この場合、
動弁機構34の摩擦低減の点からは排気弁28の弁リフト量
も小さい方が有利だが、バルブオーバラップがマイナス
となると燃焼室29内に残留既燃焼ガス量が増大して燃焼
が不安定となるため、上述のように、オーバラップ量を
零として燃焼の安定化を図っている。また、吸気弁26の
弁リフト量を小さくしたため、その動弁機構33の摩擦が
低減し、燃費が改善されている。At the time of idling (region (I)) and at the time of starting the engine, the stepping motor 58 is driven to drive each lift control cam 37,
The levers 36 and 51 are pushed down by the cam surfaces 37a and 53a of 53. As a result, one end of the lever 36 is located farthest above the one end of the rocker arm 35 for the intake valve 26 (lever 36
Of the rocker arm 35 for the intake valve 26 shifts to the other end side. Also, one end of the lever 51 is located above a predetermined distance from one end of the rocker arm 50 for the intake valve 28 (the inclination of the lever 51 is an intermediate value), and the exhaust valve 28
The rocking fulcrum of the rocker arm 50 for use is also the central portion thereof.
Therefore, as shown in FIG. 11, the valve lift amount of the exhaust valve 28 becomes an intermediate value (for example, 8 mm), and the closing timing thereof is also after the top dead center, while the valve lift amount of the intake valve 26 becomes the minimum value ( 2 mm) and the valve opening time is also after top dead center. That is, sucking
The amount of overlap of the exhaust valves 26 and 28 becomes zero. in this case,
From the viewpoint of reducing the friction of the valve train 34, it is advantageous that the valve lift of the exhaust valve 28 is small, but if the valve overlap becomes negative, the amount of residual burnt gas in the combustion chamber 29 increases and combustion becomes unstable. Therefore, as described above, the amount of overlap is set to zero to stabilize the combustion. Further, since the valve lift amount of the intake valve 26 is reduced, the friction of the valve mechanism 33 is reduced and the fuel consumption is improved.
低速低負域（領域（II）） このときは、ステッピングモータ58を駆動してリフト制
御カム37、53はカム面37ｂ、53ｂでレバー36、51を押し
下げる。その結果、レバー36の傾斜は緩となり、ロッカ
アーム35の支点接触点は一端部側に移行するとともに、
レバー51の傾斜は最大となり、ロッカアーム50の支点接
触点は他端部側に移行する。従って、第12図に示すよう
に、排気弁28は弁リフト量が最小で（５mm）、その閉弁
時期が上死点前に早められる一方、吸気弁26の弁リフト
量が少しだけ増加し（５mm）、その開弁時期は上死点後
となる。すなわち、オーバラップはなくなり（マイナス
となる）、図中（ｔ）で示す区間は両弁26、28は共に閉
じている。よって、燃焼の安定したこの運転域では、燃
焼室29内の残留ガス量が増加し（いわゆる内部ＥＧＲ量
が増加し）、ＮＯｘが低減されるとともに、第16図に斜
線で示すように、ポンプ損失も低減し、同時に燃費率も
向上する。第16図中破線は通常の固定式動弁機構による
場合のＰ−Ｖ線図、同じく実線が本実施例のそれであ
る。Low speed low negative range (region (II)) At this time, the stepping motor 58 is driven to cause the lift control cams 37, 53 to push down the levers 36, 51 with the cam surfaces 37b, 53b. As a result, the inclination of the lever 36 becomes gentle, the fulcrum contact point of the rocker arm 35 moves to the one end side, and
The inclination of the lever 51 becomes maximum, and the fulcrum contact point of the rocker arm 50 moves to the other end side. Therefore, as shown in FIG. 12, the exhaust valve 28 has the minimum valve lift amount (5 mm), and its closing timing is advanced before the top dead center, while the intake valve 26 valve lift amount is slightly increased. (5 mm), the valve opening time is after top dead center. That is, there is no overlap (becomes negative), and both valves 26 and 28 are closed in the section indicated by (t) in the figure. Therefore, in this operation region where combustion is stable, the amount of residual gas in the combustion chamber 29 increases (the so-called internal EGR amount increases), NO x is reduced, and as shown by the diagonal lines in FIG. Pump loss is reduced and fuel efficiency is improved at the same time. The broken line in FIG. 16 is a P-V diagram in the case of a normal fixed valve operating mechanism, and the solid line is that of this embodiment.
低速全開域及び中速低・中負荷域（領域（III）） 本運転域では、カム面37ｃ、53ｃによりレバー36、51の
一端部を押し下げる。その結果、レバー36、51の傾きも
小となり、ロッカアーム35、50の支点接触点も一端側に
さらに移行する。従って、第13図に示すように、吸気弁
26、排気弁28は共に同一のリフト特性で（弁リフト量は
８mm）、そのオーバラップ量は縮小となる。よって、充
分な量の混合気を吸入することができ、下死点近くで吸
気弁26が閉じることから、吸入混合気のはきもどし量が
減少して、いわゆる吸気充填効率が向上し、出力トルク
が増加する。Low speed full open range and medium speed low / medium load range (range (III)) In this operation range, the cam surfaces 37c and 53c push down one end of the levers 36 and 51. As a result, the inclinations of the levers 36 and 51 also become small, and the fulcrum contact points of the rocker arms 35 and 50 further shift to one end side. Therefore, as shown in FIG. 13, the intake valve
Both 26 and the exhaust valve 28 have the same lift characteristic (the valve lift amount is 8 mm), and the overlap amount is reduced. Therefore, a sufficient amount of the air-fuel mixture can be inhaled, and the intake valve 26 closes near the bottom dead center. The torque increases.
中速全開域、高中速低中負荷域（領域（IV）） 本運転域では、カム面37ｄ、53ｄによってレバー36、51
の一端部をさらに押し下げる結果、レバー36、51の傾き
もさらに小となり、ロッカアーム35、50の支点接触点も
その一端側にさらに移行する。従って、第14図に示すよ
うに、吸気弁26、排気弁28は共に同一のリフト特性で、
開弁期間が長く弁リフト量も大きくなる（9.4 mm）。
その結果、これらのオーバラップ量も増加する。よっ
て、充分な量の吸入混合気を確保でき、従来に比して、
３％〜６％の出力トルクの向上を図ることができる。Medium-speed full open range, high-medium-speed low-medium load range (range (IV)) In this operation range, the levers 36, 51 are moved by the cam surfaces 37d, 53d.
As a result of further depressing one end of the lever 36, 51, the inclination of the levers 36, 51 is further reduced, and the fulcrum contact points of the rocker arms 35, 50 further move to that one end. Therefore, as shown in FIG. 14, both the intake valve 26 and the exhaust valve 28 have the same lift characteristics,
The valve opening period is long and the valve lift is large (9.4 mm).
As a result, the amount of these overlaps also increases. Therefore, a sufficient amount of intake air-fuel mixture can be secured, and
It is possible to improve the output torque by 3% to 6%.
高速域（領域（Ｖ）） この運転域では、カム面37ｅ、53ｅによってレバー36、
51の一端部をさらに押し下げ、その傾斜を最小とする
（略水平とする）。従ってロッカアーム35、50の支点接
触点はその一端側（カム軸21側）、にさらに移行する。
その結果、第15図に示すように、吸気弁26、排気弁28は
共にその開弁時間が最大で（オーバラップ最大）弁リフ
ト量も最大となる（10mm）。よって高充填効率を確保で
き、その出力トルクもさらに向上することができる（従
来比３％〜５％の増加）。High speed region (region (V)) In this operating region, the cam surface 37e, 53e causes the lever 36,
Push down one end of 51 further to minimize its inclination (generally horizontal). Therefore, the fulcrum contact point of the rocker arms 35 and 50 further moves to the one end side (camshaft 21 side).
As a result, as shown in FIG. 15, both the intake valve 26 and the exhaust valve 28 have the maximum opening time (maximum overlap) and the maximum valve lift amount (10 mm). Therefore, high filling efficiency can be secured and the output torque can be further improved (increase of 3% to 5% as compared with the conventional one).
なお、上記５段階の制御に加えて機関空燃比を適宜設定
することにより、さらに、燃費を改良することもでき
る。Note that the fuel economy can be further improved by appropriately setting the engine air-fuel ratio in addition to the control in the above five stages.
（効果） 以上説明してきたように、本発明によれば、機関のアイ
ドル時燃焼を安定化できるとともに、低速低負荷時の排
気有害物質の低速及び燃費の向上を達成できる。また、
全運転域に亘りきめ細かな制御が可能となり、リフト特
性切換時のトルクショックを生ずることなく全開出力ト
ルクを向上することができる。(Effects) As described above, according to the present invention, it is possible to stabilize the idle combustion of the engine and to improve the low speed and the fuel consumption of exhaust gas harmful substances at low speed and low load. Also,
It is possible to perform fine control over the entire operating range, and it is possible to improve the full-open output torque without causing a torque shock when switching the lift characteristics.
第１図〜第16図は本発明に係る多気筒内燃機関の一実施
例を示し、第１図はその可変動弁機構を示す断面図、第
２図はその平面図、第３図は減速手段を示す模式図、第
４図はそのリフト制御カムの取付部を示す分解斜視図、
第５図は同じくその取付部を示す斜視図、第６図はその
支持軸を示す斜視図、第７図はその吸気弁のリフト制御
カムのカムプロフィールを示す正面図、第８図は排気弁
のリフト制御カムのカムプロフィールを示す正面図、第
９図は機関運転条件とリフト制御カムのカム面の対応関
係を与えるグラフ、第10図は吸気弁と排気弁のリフト特
性の変化を示すグラフ、第11図〜第15図は各カム面に対
応してリフト特性をそれぞれ示すグラフ、第16図は低速
低負荷時のＰ−Ｖ線図である。第17図〜第21図は従来の
多気筒内燃機関を示すものであり、第17図はその機関の
平面図、第18図はその正面断面図、第19図はその作動停
止機構を示す一部破断正面図、第20図は第19図のＸＸ−
ＸＸ矢視断面図、第21図はその機関回転数と出力トルク
との関係を示すグラフである。 26……吸気弁、 28……排気弁、 33……吸気弁の可変動弁機構、 34……排気弁の可変動弁機構。1 to 16 show an embodiment of a multi-cylinder internal combustion engine according to the present invention, FIG. 1 is a sectional view showing a variable valve mechanism thereof, FIG. 2 is a plan view thereof, and FIG. FIG. 4 is a schematic view showing the means, FIG. 4 is an exploded perspective view showing the mounting portion of the lift control cam,
FIG. 5 is a perspective view showing the mounting portion thereof, FIG. 6 is a perspective view showing the support shaft thereof, FIG. 7 is a front view showing the cam profile of the lift control cam of the intake valve, and FIG. 8 is an exhaust valve. Fig. 9 is a front view showing the cam profile of the lift control cam of Fig. 9, Fig. 9 is a graph showing the correspondence between the engine operating conditions and the cam surface of the lift control cam, and Fig. 10 is a graph showing changes in the lift characteristics of the intake valve and the exhaust valve. 11 to 15 are graphs showing lift characteristics corresponding to the cam surfaces, and FIG. 16 is a P-V diagram at low speed and low load. FIGS. 17 to 21 show a conventional multi-cylinder internal combustion engine, FIG. 17 is a plan view of the engine, FIG. 18 is a front sectional view thereof, and FIG. 19 is a diagram showing its operation stopping mechanism. Partial front view, Fig. 20 shows XX- in Fig. 19.
FIG. 21 is a cross-sectional view taken along the line XX, and FIG. 21 is a graph showing the relationship between the engine speed and the output torque. 26 ... Intake valve, 28 ... Exhaust valve, 33 ... Intake valve variable valve mechanism, 34 ... Exhaust valve variable valve mechanism.
Claims (1)
を可変とする可変動弁機構を備えた多気筒内燃機関にお
いて、機関のアイドリング時は、排気弁の閉弁時期を上
死点後とするとともに、吸気弁の開弁時期を排気弁の閉
弁時期に略一致させ、アイドリング以外の低速低負荷時
は、排気弁の閉弁時期を上死点前とするとともに、吸気
弁の開弁時期を上死点後としたことを特徴とする多気筒
内燃機関。1. In a multi-cylinder internal combustion engine equipped with a variable valve mechanism for varying the valve opening / closing timings of an intake valve and an exhaust valve, when the engine is idling, the closing timing of the exhaust valve is set after top dead center. In addition, the intake valve opening timing is made to coincide with the exhaust valve closing timing, and at low speed and low load other than idling, the exhaust valve closing timing is before top dead center and the intake valve opening timing is A multi-cylinder internal combustion engine characterized in that the valve timing is after top dead center.
Priority Applications (1)
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|---|---|---|---|
| JP15178385A JPH0623527B2 (en) | 1985-07-09 | 1985-07-09 | Multi-cylinder internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
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|---|---|---|---|
| JP15178385A JPH0623527B2 (en) | 1985-07-09 | 1985-07-09 | Multi-cylinder internal combustion engine |
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Family Applications (1)
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Families Citing this family (7)
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-
1985
- 1985-07-09 JP JP15178385A patent/JPH0623527B2/en not_active Expired - Fee Related
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| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6213708A (en) | 1987-01-22 |
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