NO802537L - METHOD AND DEVICE FOR AA IMPROVING THE EFFECT OF AN INCORPORATIVE ENGINE BY SELECTIVE AA VARIOUS COMPRESSION RELATIONSHIP ACCORDING TO ENGINE SPEED - Google Patents
METHOD AND DEVICE FOR AA IMPROVING THE EFFECT OF AN INCORPORATIVE ENGINE BY SELECTIVE AA VARIOUS COMPRESSION RELATIONSHIP ACCORDING TO ENGINE SPEEDInfo
- Publication number
- NO802537L NO802537L NO802537A NO802537A NO802537L NO 802537 L NO802537 L NO 802537L NO 802537 A NO802537 A NO 802537A NO 802537 A NO802537 A NO 802537A NO 802537 L NO802537 L NO 802537L
- Authority
- NO
- Norway
- Prior art keywords
- inlet valve
- piston
- valve
- maneuvering
- opening
- Prior art date
Links
- 238000000034 method Methods 0.000 title claims description 16
- 230000006835 compression Effects 0.000 title claims description 11
- 238000007906 compression Methods 0.000 title claims description 11
- 230000000694 effects Effects 0.000 title claims description 3
- 239000012530 fluid Substances 0.000 claims description 23
- 230000003111 delayed effect Effects 0.000 claims description 18
- 230000009471 action Effects 0.000 claims description 8
- 238000002485 combustion reaction Methods 0.000 claims description 6
- 230000009467 reduction Effects 0.000 claims description 6
- 239000007788 liquid Substances 0.000 claims description 5
- 210000000056 organ Anatomy 0.000 claims description 5
- 239000003921 oil Substances 0.000 claims description 4
- 230000002093 peripheral effect Effects 0.000 claims description 3
- 230000007704 transition Effects 0.000 claims description 3
- 239000010705 motor oil Substances 0.000 claims description 2
- 239000000446 fuel Substances 0.000 description 3
- 230000004048 modification Effects 0.000 description 3
- 238000012986 modification Methods 0.000 description 3
- 230000008901 benefit Effects 0.000 description 2
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 description 2
- 230000008859 change Effects 0.000 description 2
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 2
- 238000011010 flushing procedure Methods 0.000 description 2
- 239000000243 solution Substances 0.000 description 2
- 230000001133 acceleration Effects 0.000 description 1
- 230000009286 beneficial effect Effects 0.000 description 1
- 238000010276 construction Methods 0.000 description 1
- 238000011109 contamination Methods 0.000 description 1
- 230000008878 coupling Effects 0.000 description 1
- 238000010168 coupling process Methods 0.000 description 1
- 238000005859 coupling reaction Methods 0.000 description 1
- 238000013016 damping Methods 0.000 description 1
- 230000001419 dependent effect Effects 0.000 description 1
- 230000006866 deterioration Effects 0.000 description 1
- 238000006073 displacement reaction Methods 0.000 description 1
- 210000003746 feather Anatomy 0.000 description 1
- 239000007789 gas Substances 0.000 description 1
- 238000002347 injection Methods 0.000 description 1
- 239000007924 injection Substances 0.000 description 1
- 239000010687 lubricating oil Substances 0.000 description 1
- 230000007246 mechanism Effects 0.000 description 1
- 230000002028 premature Effects 0.000 description 1
- 230000002265 prevention Effects 0.000 description 1
- 230000001105 regulatory effect Effects 0.000 description 1
- 239000007787 solid Substances 0.000 description 1
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B41/00—Engines characterised by special means for improving conversion of heat or pressure energy into mechanical power
- F02B41/02—Engines with prolonged expansion
- F02B41/04—Engines with prolonged expansion in main cylinders
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
- F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
- F01L1/18—Rocking arms or levers
- F01L1/181—Centre pivot rocking arms
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
- F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
- F01L13/0031—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque by modification of tappet or pushrod length
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/06—Cutting-out cylinders
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
- F01L1/02—Valve drive
- F01L1/04—Valve drive by means of cams, camshafts, cam discs, eccentrics or the like
- F01L1/08—Shape of cams
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
- F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
- F01L1/18—Rocking arms or levers
- F01L2001/186—Split rocking arms, e.g. rocker arms having two articulated parts and means for varying the relative position of these parts or for selectively connecting the parts to move in unison
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
- F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
- F01L2013/0089—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque with means for delaying valve closing
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Valve Device For Special Equipments (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)
- Control Of Throttle Valves Provided In The Intake System Or In The Exhaust System (AREA)
- Lubrication Of Internal Combustion Engines (AREA)
- Means For Warming Up And Starting Carburetors (AREA)
Description
Fremgangsmåte og anordning til å forbedre virkningsgraden avMethod and device for improving the efficiency of
en forbrenningsmotor ved selektivt å variere kompresjonsforholdet i henhold til motorens turtall an internal combustion engine by selectively varying the compression ratio according to the engine speed
Den foreliggende oppfinnelse angår hovedsakelig en fremgangsmåte og et apparat til å forbedre virkningsgraden av en forbrenningsmotor ved selektivt å variere det effektive kompresjonsforhold i overensstemmelse med motorens turtall. The present invention mainly relates to a method and an apparatus for improving the efficiency of an internal combustion engine by selectively varying the effective compression ratio in accordance with the engine's speed.
Nærmere bestemt skaffer oppfinnelsen en fremgangsmåteMore specifically, the invention provides a method
og et apparat til utførelse av den selektive variasjon i kompresjonsforholdet i henhold til motorens turtall for oppnåelse av et maksimalt kompresjonsforhold ved lavt turtall og et minimalt kompresjonsforhold ved høyt turtall, hvorved der oppnås en reduksjon i de mekaniske og termiske belastninger ved høyt turtall uten reduksjon av motorens virkningsgrad og uten forringelse av motorens startegenskaper. and an apparatus for carrying out the selective variation in the compression ratio according to the engine speed to achieve a maximum compression ratio at low speed and a minimum compression ratio at high speed, whereby a reduction in the mechanical and thermal loads at high speed is achieved without reducing the engine's efficiency and without deterioration of the engine's starting properties.
I henhold til en kjent fremgangsmåte som er foreslått av Miller, blir stengetidspunktet for innløpsventilen flyttet nærmere det nedre dødpunkt ved lavt turtall og skjøvet frem foran det nedre dødpunkt ved høyt turtall ved hjelp av en innretning hvor den mot kammen liggende kamfølger eller kamtrinse på ventilløfteren for hver innløpsventil er montert på en svinge-arm som er innrettet til å svinge om et eksenter som har en vinkelstilling som.kan innstilles etter valg i henhold til motorturtallet for å bringe kamfølgeren eller -trinsen til å forskyve seg i forhold til sin betjeningskam, hvorved der fås en tidsforsinkelse eller et tidsforsprang i forhold til det normale stengepunkt for innløpsventilen ved endring av den vektarm som dannes av eksenteret. According to a known method proposed by Miller, the closing time of the intake valve is moved closer to bottom dead center at low rpm and pushed forward before bottom dead center at high rpm by means of a device where the cam follower or cam pulley on the valve lifter lying against the cam each inlet valve is mounted on a swing arm adapted to swing about an eccentric having an angular position which is selectively adjustable according to engine speed to cause the cam follower or pulley to move relative to its operating cam, thereby there is a time delay or a time advance in relation to the normal closing point for the inlet valve by changing the weight arm formed by the eccentric.
Denne kjente innretning lider imidlertid av den ulempe at den gir en samtidig endring av åpnings- og stengetidspunktene for innløpsventilen og derved forskyver (offsetting) kammens løfte-kurve for innløpsventilen slik at periodene for fullstendig åpen innløpsventil endrer seg i forhold til det øvre og det nedre dødpunkt. Den kjente innretning fører videre til en meget komplisert mekanisk konstruksjon av det for manøvrering av hver innløpsventil anordnede kinematiske system som strekker seg fra kamakselen til ventilen, samtidig som den skaffer en vektarm-betjent styring som dessuten krever en modifikasjon av ventilens vippearm-anordning og ofte fører til en tidlig nedslitning av delene. Denne innretning blir derfor meget lite benyttet i praksis. However, this known device suffers from the disadvantage that it provides a simultaneous change of the opening and closing times for the inlet valve and thereby shifts (offset) the lift curve of the cam for the inlet valve so that the periods for completely open inlet valve change in relation to the upper and lower dead center. The known device further leads to a very complicated mechanical construction of the kinematic system arranged for maneuvering each inlet valve which extends from the camshaft to the valve, while at the same time providing a weight arm-operated control which also requires a modification of the valve's rocker arm device and often leads to premature wear of the parts. This facility is therefore very little used in practice.
En hovedhensikt med oppfinnelsen er således å eliminereA main purpose of the invention is thus to eliminate
de foran nevnte ulemper ved å skaffe en anordning som kan frem-bringe et slikt variabelt effektivt kompresjonsforhold at spesielt motorer med meget høye kompresjonsforhold som vanligvis ikke kan overlades pga. for høye maksimale forbrenningstrykk, likevel kan overlades eller overladningsforholdet for allerede overladede motorer kan økes i betydelig grad ved reduksjon til et minimum av de ulemper som følger med drift av motoren ved oppstarting og delbelastninger. Løsningen bør videre være av særlig enkel utførelse. the aforementioned disadvantages of providing a device which can produce such a variable effective compression ratio that especially engines with very high compression ratios which usually cannot be supercharged due to too high maximum combustion pressures, can still be overcharged or the overcharge ratio for already overcharged engines can be increased to a significant extent by reducing to a minimum the disadvantages that come with operating the engine at start-up and partial loads. The solution should also be of particularly simple design.
Løsningen består i henhold til oppfinnelsen av en fremgangsmåte av den innledningsvis nevnte art,karakterisert vedat stengningen av hver innløpsventil ved lave turtall utføres før det normale stengetidspunkt etter det nedre dødpunkt, hvorved tidsforsinkelsen ved stengning reduseres, mens åpningsperioden for hver innløpsventil forlenges betydelig forbi det normale stengetidspunkt etter det nedre dødpunkt når motorens turtall øker til over en bestemt terskel som anses å innebære at motoren arbeider ved høyt turtall, ved at innløpsventilen hindres i å stenges fullstendig på dette tidspunkt, men passasjetverrsnittet mellom innløpsventillegemet og ventilsetet reduseres til en verdi som er liten i forhold til det maksimale passasjetverrsnitt som svarer til full åpning av innløpsventilen. According to the invention, the solution consists of a method of the kind mentioned at the outset, characterized in that the closing of each inlet valve at low rpm is carried out before the normal closing time after bottom dead center, whereby the time delay during closing is reduced, while the opening period for each inlet valve is extended significantly beyond the normal closing time after bottom dead center when the engine speed increases above a certain threshold which is considered to imply that the engine is operating at high speed, in that the inlet valve is prevented from closing completely at this time, but the passage cross-section between the inlet valve body and the valve seat is reduced to a value that is small in relation to the maximum passage cross-section corresponding to full opening of the inlet valve.
I henhold til et annet karakteristisk trekk ved den. foreliggende oppfinnelse i forbindelse med en motor som for manøvrering av hver innløpsventil omfatter et kinematisk styresystem som strekker seg fra kamakselen til og med innløpsventilen, blir der i det kinematiske styresystem for hver innløpsventil innført en periode med forsinket overføring av styrevirkningen fra kammen ved lave turtall for på denne måte å skaffe den nevnte reduksjon av tidsforsinkelsen ved stengning av innløpsventilen og samtidig en begrensning av dens løftehøyde. Denne periode med forsinket overføring er fortrinnsvis innrettet til å skaffe en partiell løftehøyde av innløpsventilen svarende omtrent til en verdi på 40-80 % av den normale totale løftehøyde (slag eller bevegelse) According to another characteristic feature of it. present invention in connection with an engine which for maneuvering each inlet valve includes a kinematic control system that extends from the camshaft up to and including the inlet valve, a period of delayed transfer of the control action from the cam at low rpm is introduced in the kinematic control system for each inlet valve in this way to obtain the aforementioned reduction of the time delay when closing the inlet valve and at the same time a limitation of its lifting height. This period of delayed transfer is preferably arranged to provide a partial lift of the inlet valve corresponding approximately to a value of 40-80% of the normal total lift (stroke or movement).
av innløpsventilen.of the inlet valve.
I henhold til et ytterligere karakteriserende trekk ved oppfinnelsen er det reduserte passasjetverrsnitt mellom innløps- ventilen og dens sete ved høyt turtall høyst 20-60 % av passasjetverrsnittet ved maksimal åpning av innløpsventilen. . I henhold til enda et særlig interessant trekk ved den foreliggende fremgangsmåte utføres stengningen av innløpsventilen ved lave turtall nær det nedre dødpunkt, fortrinnsvis mellom 0 og 20° og helst mellom 10 og 15° etter det nedre dødpunkt. According to a further characterizing feature of the invention, the reduced passage cross-section between the inlet valve and its seat at high rpm is at most 20-60% of the passage cross-section at maximum opening of the inlet valve. . According to yet another particularly interesting feature of the present method, the closing of the inlet valve is carried out at low revs close to bottom dead center, preferably between 0 and 20° and preferably between 10 and 15° after bottom dead center.
I henhold til enda et særlig interessant trekk ved fremgangsmåten ligger det forsinkede stengetidspunkt for innløpsventilen ved høyt turtall mellom 30 og 65°, fortrinnsvis mellom 50 og 60° etter det nedre dødpunkt. According to yet another particularly interesting feature of the method, the delayed closing time for the inlet valve at high rpm is between 30 and 65°, preferably between 50 and 60° after bottom dead center.
Ifølge den foreliggende oppfinnelse er der også skaffet en anordning til utførelse av den foran nevnte fremgangsmåte,karakterisert vedat der i det kinematiske styresystem for hver innløpsventil foreligger et organ som tjener til å stenge innløps-ventilen før det normale stengetidspunkt etter det nedre død-punkt og reagerer i et styrt oppfølgnings- eller tilbakeførings-forhold (in follow-up or feedback controlled relationship) According to the present invention, a device has also been provided for carrying out the aforementioned method, characterized in that in the kinematic control system for each inlet valve there is an organ which serves to close the inlet valve before the normal closing time after bottom dead center and reacts in a controlled follow-up or feedback controlled relationship (in follow-up or feedback controlled relationship)
på det til enhver tid foreliggende motorturtall slik at det bare virker ved lave turtall, og at anordningen omfatter et organ som vesentlig forlenger åpningstiden for hver innløpsventil etter det normale stengetidspunkt etter det nedre dødpunkt ved å hindre ventilen i å stenge fullstendig på dette tidspunkt, og som bare virker ved høye turtall. on the engine speed present at all times so that it only works at low speeds, and that the device comprises a device which significantly extends the opening time for each inlet valve after the normal closing time after bottom dead center by preventing the valve from closing completely at this time, and which only works at high revs.
I henhold til et ytterligere trekk ved denne anordning omfatter organet til tidlig stengning av innløpsventilen ved lave turtall et system til forsinket overføring av styrevirkningen fra kammen, idet systemet innfører en uvirksom bevegelse av kamprofilet. According to a further feature of this device, the means for early closing of the inlet valve at low revs includes a system for delayed transfer of the control action from the cam, the system introducing an inactive movement of the cam profile.
I henhold til et ytterligere særlig fordelaktig trekk ved anordningen består organet til forsinket stengning av innløps-ventilen ved høye turtall av en ekstra forhøyning på styrekammen for hver innløpsventil, som dermed levnes i en reståpen stilling, samtidig som den ekstra forhøyning ved sine motsatte ender hovedsakelig kontinuerlig og gradvis går over i hoved-forhøyningen som styrer åpningen og stengningen av innløps-ventilen, resp. den sirkulære grunnprofil av kammen. According to a further particularly advantageous feature of the device, the means for delayed closing of the inlet valve at high rpm consists of an additional elevation on the control cam for each inlet valve, which is thus left in a residually open position, while the additional elevation at its opposite ends mainly continuously and gradually transitions into the main elevation which controls the opening and closing of the inlet valve, resp. the circular base profile of the comb.
En foretrukket utførelsesform av anordningen erkarakterisertved at systemet for forsinket overføring består av et hydraulisk betjent stempelmanøvreringsorgan eller annen kraftinnretning som er innskutt i det kinematiske styresystem for hver innløpsventil, hvorved dette deles opp i to avsnitt, ett som i kinematisk forenlig forhold er forbundet med sylinderen av manøvreringsorganet, og ett som er forbundet med stempelet i manøvreringsorganet, likeledes i et kinematisk forenlig forhold. Det hydraulisk betjente manøvreringsorgan omfatter fortrinnsvis minst én innløpskanal for en inkompressibel hydraulisk væske mellom den ende av manøvrerings-organets sylinder som er forbundet med det kinematiske styresystem og stempelet, idet kanalen omfatter et tilbakestrømningshindrende organ, f.eks. en tilbakeslagsventil eller enveisventil, og minst én utløpskanal som tillater væske å unnslippe fra manøvreringsorganet, og som er forsynt med et forbindelsesorgan, f.eks. en kran eller en lignende stengeventil, som betjenes av et ytre element som reagerer på den til enhver tid foreliggende verdi av motorturtallet i et oppfølgingsforhold eller gjennom en lignende tilbake- A preferred embodiment of the device is characterized in that the system for delayed transfer consists of a hydraulically operated piston maneuvering device or other power device which is inserted into the kinematic control system for each inlet valve, whereby this is divided into two sections, one which is connected in a kinematically compatible relationship with the cylinder of the actuating member, and one which is connected to the piston in the actuating member, likewise in a kinematically compatible relationship. The hydraulically operated maneuvering member preferably comprises at least one inlet channel for an incompressible hydraulic fluid between the end of the maneuvering member's cylinder which is connected to the kinematic control system and the piston, the channel comprising a backflow preventing member, e.g. a non-return valve or one-way valve, and at least one outlet channel which allows liquid to escape from the actuating member, and which is provided with a connecting member, e.g. a tap or similar shut-off valve, which is operated by an external element that responds to the currently available value of the engine speed in a follow-up relationship or through a similar feedback
kobling (in follow-up relationship or through like feedback control) for på denne måte å tillate arbeidsfluidet å strømme gjennom kanalen ved lave turtall og hindre det i å strømme igjennom ved høye turtall. coupling (in follow-up relationship or through like feedback control) to in this way allow the working fluid to flow through the channel at low speeds and prevent it from flowing through at high speeds.
<y>tterligere hensikter, trekk, fordeler og detaljer ved den foreliggende oppfinnelse vil fremgå av den etterfølgende beskrivelse under henvisning til tegningen, som skjematisk viser to for tiden foretrukne utførelsesformer for oppfinnelsen. Fig. 1-3 er utsnitt av vertikalsnitt gjennom en dieselmotor ved innløpsventilen, hvis kinematiske styresystem strekker seg fra kamakselen til og med innløpsventilen, og omfatter en første utførelsesform av anordningen ifølge oppfinnelsen, idet figurene viser forskjellige trinn eller stadier av fremgangsmåten ifølge oppfinnelsen, spesielt ved lave turtall. Fig. 4 er et riss i større målestokk av det parti av risset på fig. 1 som er vist ved pilen IV, samtidig som der stiplet eller strekpunktert er vist en mulig alternativ utførelsesform eller modifikasjon av anordningen. Further purposes, features, advantages and details of the present invention will be apparent from the following description with reference to the drawing, which schematically shows two currently preferred embodiments of the invention. Fig. 1-3 are sections of a vertical section through a diesel engine at the inlet valve, whose kinematic control system extends from the camshaft up to and including the inlet valve, and includes a first embodiment of the device according to the invention, the figures showing different steps or stages of the method according to the invention, in particular at low revs. Fig. 4 is a drawing on a larger scale of the part of the drawing in fig. 1 which is shown by arrow IV, at the same time that a possible alternative embodiment or modification of the device is shown in dotted or dashed lines.
Fig. 5 og 6 er diagrammer som viser den utfoldede profilFigs 5 and 6 are diagrams showing the unfolded profile
av kammen for innløpsventilen avsatt som ordinat i funksjon av dreievinkelen for kamakselen avsatt som abscisse, henholdsvis ved lave turtall (fig. 5) og høye turtall (fig. 6). Den kam-profil som svarer til en effektiv åpning av innløpsventilen, er vist med fullt opptrukne eller tykke linjer, og på fig. 5 er of the cam for the inlet valve set as ordinate as a function of the angle of rotation of the camshaft set as abscissa, respectively at low revs (fig. 5) and high revs (fig. 6). The cam profile which corresponds to an effective opening of the inlet valve is shown with solid or thick lines, and in fig. 5 is
dessuten stiplet vist den utfoldede profil for innløpsventilen som fås med den alternative utførelsesform som er vist stiplet eller strekpunktert på fig. 4. moreover, the unfolded profile for the inlet valve which is obtained with the alternative embodiment which is shown dotted or dashed in fig., is shown dashed. 4.
Fig. 7 er et utsnitt, delvis i snitt og med visse deler fjernet, av en annen utførelsesform av en anordning ifølge oppfinnelsen i forbindelse med ventilvippearmene. Fig. 7 is a section, partly in section and with certain parts removed, of another embodiment of a device according to the invention in connection with the valve rocker arms.
På fig. 1-4 omfatter hver arbeidssylinder 1 av en fortrinnsvis overladet forbrenningsmotor og spesielt en-dieselmotor minst én innløpsventil 2 som manøvreres ved hjelp av et kinematisk styresystem som er skjematisk betegnet med tallet 34 og strekker seg fra en kam 3 som er utført i ett med eller festet til en kam-aksel (ikke vist) og minst én utløpsventil (ikke vist). Det kinematiske styresystem 34 omfatter nærmere bestemt en kamfølger eller trinse 4 som ligger an mot kammen 3 og er opplagret på en ventilløfter 5, som er utført i ett eller forbundet med en vippe-armstøtstang 6 som er forbundet med en vippearm 7 som virker på innløpsventilen 2, og en tilbakeførings- eller belastningsf jaer 8 som presser ventilen 2 mot lukkestilling ved å bevege den tilbake til sitt sete 9. In fig. 1-4, each working cylinder 1 of a preferably supercharged internal combustion engine and in particular a diesel engine comprises at least one inlet valve 2 which is maneuvered by means of a kinematic control system which is schematically denoted by the number 34 and extends from a cam 3 which is made in one with or attached to a cam shaft (not shown) and at least one discharge valve (not shown). The kinematic control system 34 more specifically comprises a cam follower or pulley 4 which rests against the cam 3 and is supported on a valve lifter 5, which is made in one or connected to a rocker arm push rod 6 which is connected to a rocker arm 7 which acts on the inlet valve 2, and a return or load spring 8 which presses the valve 2 towards the closed position by moving it back to its seat 9.
I henhold til en første utførelsesform av anordningen ifølge oppfinnelsen omfatter denne som en del av det kinematiske styresystem 34 som manøvrerer hver innløpsventil 2, et organ 10 som bevirker at innløpsventilen 2 lukker før det normale lukketids-punkt etter det nedre dødpunkt, og også gir innløpsventilen en partiell løftehøyde. Dette organ 10 reagerer ved tilbakekobling eller i oppfølgningsforhold (through follow-up or in feedback relationship) på det øyeblikkelige turtall av motoren for bare å virke ved lave turtall. Anordningen ifølge oppfinnelsen omfatter også et organ som vesentlig forlenger åpningsperioden for hver innløpsventil 2 ut over det. normale stengetidspunkt etter det nedre dødpunkt ved at ventilen hindres i å stenge fullstendig på det normale stengetidspunkt. Dette organ virker bare ved høye turtall. I det utførelseseksempel som er vist på fig. 1-3, består dette organ av en ekstra forhøyning 11 på styrekammen 3 According to a first embodiment of the device according to the invention, this comprises as part of the kinematic control system 34 which maneuvers each inlet valve 2, a device 10 which causes the inlet valve 2 to close before the normal closing time point after the bottom dead center, and also provides the inlet valve a partial lifting height. This body 10 reacts by feedback or in a follow-up relationship (through follow-up or in feedback relationship) to the instantaneous speed of the engine in order to only work at low speeds. The device according to the invention also comprises a device which significantly extends the opening period for each inlet valve 2 beyond that. normal closing time after bottom dead center by preventing the valve from closing completely at the normal closing time. This organ only works at high revs. In the embodiment shown in fig. 1-3, this body consists of an additional elevation 11 on the steering cam 3
til manøvrering av hver innløpsventil 2. Denne ekstra forhøyning er nærmere vist på fig. 4. Den sørger for å opprettholde en rest-åpning av innløpsventilen, og den går ved sine motsatte ender 12, 13 (se fig. 4) hovedsakelig kontinuerlig og gradvis over i henholdsvis hovedforhøyningen 14 som styrer åpningen og stengningen for maneuvering each inlet valve 2. This extra elevation is shown in more detail in fig. 4. It ensures that a residual opening of the inlet valve is maintained, and it passes at its opposite ends 12, 13 (see fig. 4) mainly continuously and gradually into the main elevation 14, which controls the opening and closing respectively
av innløpsventilen 2, og den sirkulære grunnprofil 15 av kammen3. of the inlet valve 2, and the circular base profile 15 of the comb 3.
I henhold til et foretrukket trekk ved anordningen ifølge oppfinnelsen er den største radiale høyde h av den ekstra for-høyning 11 i forhold til kammens sirkulære grunnprofil 15 lik 20-60 % av den radiale høyde H av hovedforhøyningen 14 i forhold til grunnprofilet 15 av kammen 3. According to a preferred feature of the device according to the invention, the largest radial height h of the additional elevation 11 in relation to the circular base profile 15 of the comb is equal to 20-60% of the radial height H of the main elevation 14 in relation to the base profile 15 of the comb 3.
I henhold til et annet trekk ved anordningen ifølge oppfinnelsen omfatter organet 10 til oppnåelse av en partiell løfte-høyde for fremskutt stengning av innløpsventilen ved lave motorturtall et system til forsinket overføring av styrevirkningen fra kammen 3, hvorved der fås en uvirksom bevegelse av kamprofilet ved lave belastninger antydet ved vinkelen A på fig. 4 og 5, According to another feature of the device according to the invention, the device 10 for achieving a partial lifting height for advanced closing of the inlet valve at low engine speeds comprises a system for delayed transfer of the control action from the cam 3, whereby an ineffective movement of the cam profile is obtained at low loads indicated by the angle A in fig. 4 and 5,
slik at innløpsventilen kan lukkes ved punkt C. Denne uvirksomme bevegelse er fortrinnsvis slik at den svarer til en radial høyde av kamprofilen som er hovedsakelig lik den radiale høyde h av den ekstra forhøyning 11, slik at sentervinkelen A som svarer til den nevnte uvirksomme bevegelse, også svarer til den sentervinkel som den ekstra forhøyning 11 strekker seg over. so that the inlet valve can be closed at point C. This inactive movement is preferably such that it corresponds to a radial height of the cam profile which is substantially equal to the radial height h of the additional elevation 11, so that the center angle A which corresponds to said inactive movement, also corresponds to the central angle over which the additional elevation 11 extends.
I henhold til den første utførelsesform som er vist påAccording to the first embodiment shown in FIG
fig. 1-4, består systemet for forsinket overføring av et hydraulisk betjent stempelmanøvreringsorgan eller et lignende kraftorgan som er innlemmet i det kinematiske styresystem 34 som manøvrerer hver innløpsventil 2, hvorved systemet deles opp i to avsnitt, hvorav det ene i kinematisk forenlig forhold er forbundet med sylinderen 20 av manøvreringsorganet 10, mens det annet avsnitt er forbundet med stempelet 21 i manøvreringsorganet 10, likeledes i et kinematisk forenlig forhold. I det utførelseseksempel som er vist på fig. 1-4, består det avsnitt av det kinematiske styresystem 34 som er forbundet med sylinderen 20 av manøvrerings-organet 10, av ventilløfteren 5 som i praksis går over i eller er utført i ett med manøvreringssylinderen 20, og av kamfølgeren eller -trinsen 4 som ligger an mot kammen 3, mens det annet avsnitt som er forbundet med stempelet 21 i kraftorganet 10, består av vippearmstøtstangen 6 og vippearmen 7. fig. 1-4, the system for delayed transmission consists of a hydraulically operated piston actuating means or a similar power means which is incorporated in the kinematic control system 34 which maneuvers each inlet valve 2, whereby the system is divided into two sections, one of which is connected in a kinematically compatible relationship with the cylinder 20 of the maneuvering member 10, while the second section is connected to the piston 21 in the maneuvering member 10, likewise in a kinematically compatible relationship. In the embodiment shown in fig. 1-4, the section of the kinematic control system 34 which is connected to the cylinder 20 consists of the maneuvering member 10, of the valve lifter 5 which in practice merges into or is made in one with the maneuvering cylinder 20, and of the cam follower or pulley 4 which rests against the cam 3, while the other section which is connected to the piston 21 in the power member 10, consists of the rocker arm support rod 6 and the rocker arm 7.
Det hydraulisk betjente stempelmanøvreringsorgan 10 omfatter minst én innløpskanal eller rørledning 22 for en inkompressibel hydraulisk væske mellom den ende 23 av sylinderen 20 som er for-. bundet med det kinematiske styresystem 34 (fig. 4), og stempelet 21, og i kanalen 22 er der innsatt et tilbakestrømningshindrende organ 24, f.eks. en tilbakeslagsventil. Det hydraulisk betjente manøvreringsorgan omfatter videre minst én utløpskanal eller -rørledning 25 for utløp av væsken fra manøvreringsorganet 10. Utløpskanalen 25 er forsynt med et forbindelsesorgan 26, f.eks. The hydraulically operated piston operating device 10 comprises at least one inlet channel or pipeline 22 for an incompressible hydraulic fluid between the end 23 of the cylinder 20 which is for-. bound with the kinematic control system 34 (fig. 4), and the piston 21, and in the channel 22 there is inserted a backflow prevention member 24, e.g. a check valve. The hydraulically operated operating device further comprises at least one outlet channel or pipeline 25 for the discharge of the liquid from the operating device 10. The outlet channel 25 is provided with a connecting device 26, e.g.
en styreventil som manøvreres av en ytre mekanisme 27 (fig. 1-3) som ved tilbakekobling eller i følgeforhold (through feedback control or in follow-up relationship) reagerer på den til enhver tid foreliggende verdi av motorturtallet for å bevirke åpning av forbindelsesorganet 26 ved lave motorturtall og lukking av organet 26 når turtallet overstiger en viss terskelverdi over hvilken motoren anses å arbeide ved høyt turtall. a control valve which is maneuvered by an external mechanism 27 (fig. 1-3) which, through feedback control or in follow-up relationship, reacts to the value of the engine speed available at all times to cause the opening of the connecting member 26 at low engine speeds and closing of the device 26 when the speed exceeds a certain threshold value above which the engine is considered to be working at high speed.
Innløpskanalen 22 munner ut i motoroljesumpen eller bunn-pannen 35 for motoren og omfatter minst én matepumpe for tilførsel av olje til stempelmanøvreringsorganet, mens utløpskanalen 25 fortrinnsvis også står i forbindelse med oljesumpen eller bunn-pannen 35 i motoren for på denne måte å danne et lukket kretsløp. The inlet channel 22 opens into the engine oil sump or bottom pan 35 for the engine and comprises at least one feed pump for supplying oil to the piston actuating member, while the outlet channel 25 is preferably also connected to the oil sump or bottom pan 35 in the engine in order in this way to form a closed circuit.
I henhold til en mulig alternativ utførelsesform er kanalene 22According to a possible alternative embodiment, the channels 22
og 25 forbundet med en forrådstank for hydraulisk væske for ogsåand 25 connected to a storage tank for hydraulic fluid for also
å danne et lukket kretsløp.to form a closed circuit.
Ifølge et annet trekk ved anordningen omfatter stempel-manøvreringsorganet et spesielt ettergivende tilbakeføringsorgan 28, f.eks. en fjær, til å presse stempelet 21'i manøvreringsorganet. According to another feature of the device, the piston-maneuvering means comprises a special yielding return means 28, e.g. a spring, to press the piston 21' in the maneuvering member.
10 mot den frie ende 29 av sylinderen 20 som ligger motsatt av den 10 towards the free end 29 of the cylinder 20 which is opposite to it
■ ende 23 som er forbundet med det kinematiske system 34, med en tilbakeføringskraft som er svakere enn kraften fra den returfjær 8 som presser innløpsventilen 2 tilbake mot sitt sete 9. ■ end 23 which is connected to the kinematic system 34, with a return force that is weaker than the force from the return spring 8 which pushes the inlet valve 2 back against its seat 9.
Innløpskanalen 22 kan inneholde et strupeorgan 30 eller en lignende innsnevring med en kalibrert gjennomstrømningsåpning for å begrense strømningshastigheten av den hydrauliske væske når forbindelsesorganet 26 er åpent ved lave motorturtall. The inlet channel 22 may contain a throat member 30 or a similar constriction with a calibrated flow opening to limit the flow rate of the hydraulic fluid when the connection member 26 is open at low engine speeds.
I den viste utførelsesform er det hydraulisk betjente manøvreringsorgan 10 anordnet ved ventilløfteren, som utgjør sylinderen 20 av manøvreringsorganet 10, mens støtstangen 6 for vippearmeher forbundet med stempelet 21 i manøvreringsorganet 20. I denne spesielle utførelsesform kan utløpskanalen 25 for ut-strømning av hydraulisk væske munne ut i manøvreringsorganet 10 hovedsakelig i rett vinkel til støtaksen for innløpsventilens ventilløfter og vippearmstøtstang 6 og på en viss avstand fra den ende 23 av sylinderen 20 som er forbundet med det kinematiske system 34, for å hindre hydraulisk væske i å støtes helt ut av manøvreringsorganet 10 ved relativ bevegelse av stempelet 21 i sylinderen 20, slik det vil bli forklart nedenfor. In the embodiment shown, the hydraulically operated maneuvering member 10 is arranged at the valve lifter, which constitutes the cylinder 20 of the maneuvering member 10, while the push rod 6 for rocker arms is connected to the piston 21 in the maneuvering member 20. In this particular embodiment, the outlet channel 25 for outflow of hydraulic fluid can out into the maneuvering member 10 mainly at right angles to the thrust axis of the intake valve valve lifter and rocker arm support rod 6 and at a certain distance from the end 23 of the cylinder 20 which is connected to the kinematic system 34, in order to prevent hydraulic fluid from being completely ejected from the maneuvering member 10 by relative movement of the piston 21 in the cylinder 20, as will be explained below.
Når ventilfølgeren eller -trinsen 4 på ventilløfteren 5 hviler på grunnprofilet 15 av kammen 3 som vist på fig. 1-4, When the valve follower or pulley 4 on the valve lifter 5 rests on the base profile 15 of the cam 3 as shown in fig. 1-4,
vil et perifert veggparti 36 på endeflaten av den nedre ende 37will a peripheral wall portion 36 on the end surface of the lower end 37
av stempelet 21 i manøvreringsorganet ligge foran den åpning 33of the piston 21 in the maneuvering body lie in front of the opening 33
i manøvreringsorganet 10 som står i forbindelse med utløps-kanalen 25. Dette veggparti 36 av endeflaten er hovedsakelig flatt og ligger på en på forhånd fastlagt avstand fra den nedre kant 32 av den nevnte åpning 33 i manøvreringsorganet 10. Avstanden mellom partiet 36 av endeflaten på den nedre ende 27 av stempelet og den nedre.kant 32 av åpningen 33 vil naturligvis bestemme størrelsen av den nevnte uvirksomme eller døde bevegelse av profilen av kammen 3. in the maneuvering member 10 which is in connection with the outlet channel 25. This wall part 36 of the end surface is mainly flat and lies at a predetermined distance from the lower edge 32 of the aforementioned opening 33 in the maneuvering member 10. The distance between the part 36 of the end face of the lower end 27 of the piston and the lower edge 32 of the opening 33 will naturally determine the size of the aforementioned inactive or dead movement of the profile of the cam 3.
Senterlinjen gjennom åpningen 33 i manøvreringsorganet 10The center line through the opening 33 in the maneuvering member 10
er fortrinnsvis koaksial med åpningen 38 som utgjør munningen av utløpskanalen 25 (se fig. 4). Senterlinjen gjennom åpningen 33 ligger fortrinnsvis i planet for det perifere veggparti 36 av endeveggen ved den nedre ende 37 av stempelet 21 i manøvrerings-organet 10 (fig. 1 og 4). is preferably coaxial with the opening 38 which forms the mouth of the outlet channel 25 (see Fig. 4). The center line through the opening 33 is preferably in the plane of the peripheral wall portion 36 of the end wall at the lower end 37 of the piston 21 in the maneuvering member 10 (Figs. 1 and 4).
I denne forbindelse skal det subsidiært påpekes at denne utførelse også vil medføre et dødparti eller et parti med uvirksom bevegelse i den vanlige løfteprofil for kammen 3 som ender ved D på fig. 4 og 5 (denne stilling er vist på fig. 2), svarende til en sentervinkel B på fig. 4 og 5. In this connection, it should be subsidiarily pointed out that this design will also entail a dead part or a part with inactive movement in the normal lifting profile for the cam 3 which ends at D in fig. 4 and 5 (this position is shown in fig. 2), corresponding to a central angle B in fig. 4 and 5.
For å fjerne dette uvirksomme parti ved begynnelsen av kammens løftebevegelse er det tilstrekkelig å forskyve stillingen av utløpskanalen 25 som vist strekpunktert ved 25' på fig. 4. To remove this inactive part at the beginning of the cam's lifting movement, it is sufficient to shift the position of the outlet channel 25 as shown in dotted line at 25' in fig. 4.
Her er senterlinjen gjennom den åpning 28' som utgjør munningenHere the center line is through the opening 28' which forms the mouth
av utløpskanalen 25', forskutt oppover i forhold til senterlinjen gjennom åpningen 33. Størrelsen av forskyvningen er naturligvis fastlagt på forhånd. Derved får man den løftehøydeprofil 3 9 of the outlet channel 25', displaced upwards in relation to the center line through the opening 33. The size of the displacement is of course determined in advance. This gives you the lifting height profile 3 9
for innløpsventilen som er vist stiplet på fig. 5 som funksjon av dreievinkelen for kamakselen 3. for the inlet valve which is shown dashed in fig. 5 as a function of the angle of rotation of the camshaft 3.
Det skal også bemerkes at den ekstra forhøyning 11 fortrinnsvis er anbragt slik at den svarer til en sentervinkel som er lik en dreievinkel av kamakselen på 10-65° og fortrinnsvis 35-50°, mens punktet C hvor stengning av innløpsventilen 2 vil finne sted ved lave turtall, fordelaktig ligger nær det nedre dødpunkt for fortrinnsvis å svare til en dreievinkel av kamakselen på ca. 0-20° etter det nedre dødpunkt og aller helst en dreievinkel på 10-15° etter det nedre dødpunkt, slik at tidspunktet E for forsinket stengning av innløpsventilen 2 ligger ca. 30-65° og fortrinnsvis 50-60° etter det nedre død-punkt uttrykt som dreievinkel av kamakselen. It should also be noted that the additional elevation 11 is preferably placed so that it corresponds to a center angle which is equal to a rotation angle of the camshaft of 10-65° and preferably 35-50°, while the point C where the closing of the inlet valve 2 will take place at low revs, advantageously close to bottom dead center to preferably correspond to a turning angle of the camshaft of approx. 0-20° after the bottom dead center and most preferably a turning angle of 10-15° after the bottom dead center, so that the time E for delayed closing of the inlet valve 2 is approx. 30-65° and preferably 50-60° after bottom dead center expressed as angle of rotation of the camshaft.
I henhold til en alternativ utførelsesform som er vist på fig. 7, er det hydraulisk betjente manøvreringsorgan anordnet i vippearmen 7, som da vil bestå av to deler 40, 41 som er svingbart forbundet med hinannen på en aksel 42, idet én del (40) er forbundet med støtstangen 6 og sylinderen 43 eller stempelet 44 (i utførelseseksempelet på tegningen er delen 40 vist å være forbundet med stempelet 44), mens den annen del (41) er forbundet med innløpsventilen 2 og stempelet 44 resp. sylinderen 43 av manøvreringsorganet 4 5 (i det viste eksempel er delen 41 forbundet med sylinderen 43) . According to an alternative embodiment shown in fig. 7, the hydraulically operated maneuvering device is arranged in the rocker arm 7, which will then consist of two parts 40, 41 which are pivotally connected to each other on a shaft 42, one part (40) being connected to the push rod 6 and the cylinder 43 or the piston 44 (in the design example in the drawing, the part 40 is shown to be connected to the piston 44), while the other part (41) is connected to the inlet valve 2 and the piston 44 resp. the cylinder 43 of the maneuvering member 4 5 (in the example shown, the part 41 is connected to the cylinder 43).
I dette tilfelle er de hydrauliske innløps- og utløpskanaler til manøvreringsorganet 4 5 boret gjennom hver sin av de deler 40, 41 som vippearmen består av. Kanalene er betegnet med 46 resp. 47 og munner ut i boringer 48 resp. 4 9 som er tildannet i vippe- . akselen 4 2 og står i forbindelse med enten en forrådstank for hydraulisk væske eller med veivkassens oljesump eller bunnpanne 35 for å danne et sluttet kretsløp. Kanalene kan naturligvis fortrinnsvis inneholde en tilbakeslagsventil og en styreventil som i de tidligere utførelsesformer i henhold til fig. 1-4. Stempelet 44 i manøvreringsorganet 4 5 har form hovedsakelig som en hul sylindrisk hylse, og kanalene 46 og 47 fører inn til manøvreringsorganet 4 5 hovedsakelig parallelt med aksen for stempelets glidebevegelse. Den indre vegg 50 av den ende 51 av sylinderen 43 som står i forbindelse med det kinematiske styresystem for innløpsventilen 2, har en ringformet rille 53 som under den relative bevegelse av stempelet 44 i manøvreringsorganet 45 danner en hydraulisk tetning mellom det ringformede endeparti 54 av stempelet 4 4 og den indre vegg 50 av enden 51 av manøv-reringsorganet 45. Et tilbakeføringsorgan 55, f.eks. en fjær, In this case, the hydraulic inlet and outlet channels of the maneuvering member 45 are drilled through each of the parts 40, 41 of which the rocker arm consists. The channels are designated by 46 or 47 and open into bores 48 resp. 4 9 which is formed in tilt- . the axle 4 2 and is in connection with either a storage tank for hydraulic fluid or with the crankcase oil sump or sump 35 to form a closed circuit. The channels can of course preferably contain a non-return valve and a control valve which in the previous embodiments according to fig. 1-4. The piston 44 in the maneuvering member 45 has the shape mainly of a hollow cylindrical sleeve, and the channels 46 and 47 lead into the maneuvering member 45 mainly parallel to the axis of the sliding movement of the piston. The inner wall 50 of the end 51 of the cylinder 43 which is in connection with the kinematic control system for the inlet valve 2, has an annular groove 53 which during the relative movement of the piston 44 in the maneuvering member 45 forms a hydraulic seal between the annular end part 54 of the piston 4 4 and the inner wall 50 of the end 51 of the maneuvering member 45. A return member 55, e.g. a feather,
er naturligvis med fordel anordnet mellom stempelet 44 og enden 51 av manøvreringsorganet 45. is naturally advantageously arranged between the piston 44 and the end 51 of the maneuvering member 45.
Virkemåten av anordningen i henhold til oppfinnelsen vil nå bli beskrevet-under henvisning til den første utførelsesform, som er beskrevet under henvisning til fig. 1-6, idet det vil forstås at den også belyser virkemåten av utførelsesformen på fig. 7. The operation of the device according to the invention will now be described with reference to the first embodiment, which is described with reference to fig. 1-6, as it will be understood that it also illuminates the operation of the embodiment in fig. 7.
I - Start og drift ved lave turtallI - Start and operation at low revs
Når kamfølgeren 4 på ventilløfteren 5 ligger an mot kammenWhen the cam follower 4 on the valve lifter 5 rests against the cam
3 på kamakselen og denne står i nullstilling svarende til begynnelsen av det utfoldede innløpsparti 16 av hovedfor-høyningen 14 som vist på fig. 1 og 4, er innløpsventilen 2 3 on the camshaft and this is in the zero position corresponding to the beginning of the unfolded inlet part 16 of the main elevation 14 as shown in fig. 1 and 4, the inlet valve is 2
stengt og ligger an mot sitt sete 9. Da motoren skal arbeide ved lave turtall og/eller startes, vil den ytre innretning 27 som reagerer på det foreliggende turtall og bare virker ved lave turtall og/eller ved start, bevirke åpning av forbindelsesorganet 26 for på denne måte å tillate den hydrauliske væske å unnslippe fra det hydraulisk betjente manøvreringsorgan 10. closed and rests against its seat 9. As the engine must work at low revs and/or be started, the external device 27, which reacts to the present revs and only works at low revs and/or when starting, will cause the connection member 26 to open for in this way allowing the hydraulic fluid to escape from the hydraulically operated actuating member 10.
Når kammen 3 dreier seg som følge av at kamakselen drives, vil forbindelsesprofilen 16 virke på kamfølgeren 4, som i sin tur vil bevege ventilløfteren 5 og sylinderen 20 i manøvreringsorganet 10, som derved vil bevege seg i forhold til stempelet 21 uten å bevege dette, idet tilbakeføringsorganet 28 skaffer en svakere kraft enn den tilbakeføringsfjær 8 som presser innløpsventilen 2 mot sitt sete 9, og forbindelsesorganet 26 er åpent og tillater utstrømning av hydraulisk væske som inneholdes i det hulrom 31 som dannes mellom sylinderen 20 og stempelet 21 (se fig. 4), og over den nedre kant 32 av den åpning 33 som står i forbindelse med utløpskanalen 25. Dette gjelder inntil den relative bevegelse medfører at åpningen 33 dekkes av stempelet 21 som vist på fig. 2. Det skal bemerkes at innløpsventilen 2 fortsatt vil ligge an mot sitt sete 9 inntil det tidspunkt som er illustrert ved punktet D på kammen på fig. 4 og i diagrammet på fig. 5. Den sentervinkel B som er definert av buen OD, representerer derfor en periode med forsinket overføring av styrevirkning fra kammen 3. Denne vinkel B er f.eks. lik en dreievinkel på 18° av kamakselen. When the cam 3 turns as a result of the camshaft being driven, the connecting profile 16 will act on the cam follower 4, which in turn will move the valve lifter 5 and the cylinder 20 in the maneuvering member 10, which will thereby move in relation to the piston 21 without moving it, as the return member 28 provides a weaker force than the return spring 8 which presses the inlet valve 2 against its seat 9, and the connection member 26 is open and allows the outflow of hydraulic fluid contained in the cavity 31 which is formed between the cylinder 20 and the piston 21 (see fig. 4 ), and over the lower edge 32 of the opening 33 which is in connection with the outlet channel 25. This applies until the relative movement causes the opening 33 to be covered by the piston 21 as shown in fig. 2. It should be noted that the inlet valve 2 will still rest against its seat 9 until the time illustrated at point D on the cam in fig. 4 and in the diagram in fig. 5. The center angle B, which is defined by the arc OD, therefore represents a period of delayed transfer of steering action from the cam 3. This angle B is e.g. equal to a turning angle of 18° of the camshaft.
Ved fortsatt dreining av kamakselen vil kammen 3 beskrive en sentervinkel F med en overgangsprofil 17 av hovedforhøyningen 14. Herunder vil der finne sted løfting av innløpsventilen 2, idet stempelet 21 i manøvreringsorganet 10 har dekket åpningen With continued rotation of the camshaft, the cam 3 will describe a center angle F with a transition profile 17 of the main elevation 14. Below this, the inlet valve 2 will be lifted, as the piston 21 in the maneuvering member 10 has covered the opening
33 til utløpskanalen 25, slik at hydraulisk væske i hulrommet 31 ikke lenger kan unnslippe. Da væsken videre er inkompressibel, vil stempelet 21 være stivt forbundet med sylinderen 2 0 i manøvreringsorganet 10 og bevege seg sammen med denne. Det skal bemerkes at løftehøyden av innløpsventilen bare utgjør en del av den fulle løftehøyde på det tidspunkt G da den største høyde H 33 to the outlet channel 25, so that hydraulic fluid in the cavity 31 can no longer escape. As the liquid is furthermore incompressible, the piston 21 will be rigidly connected to the cylinder 20 in the maneuvering member 10 and move together with this. It should be noted that the lift height of the inlet valve is only part of the full lift height at the time G when the greatest height H
av kammen 3 (se fig. 3 og 5) nås. Den partielle løftehøyde av innløpsventilen svarer til en radial høyde 1 av den virksomme profil på kammen 3. Vinkelen F er f.eks. lik en dreievinkel på 34° av kamakselen. Under fortsatt dreining av kamakselen vil kammen beskrive vinkelen I, hvorunder det sirkelbueformede parti 18 av forhøyningen 14 på kammen gir en partiell løftehøyde av innløpsventilen 2 på en hovedsakelig konstant verdi 1 som er vesentlig mindre enn løftehøyden H ved full åpning av innløps-ventilen 2. Det skal bemerkes at det øvre dødpunkt (betegnet som PMH på fig. 5) i den viste utførelsesform hovedsakelig vil falle sammen med punktet G. Vinkelen I målt som dreining av kamakselen er f.eks. 44°. of the comb 3 (see fig. 3 and 5) is reached. The partial lifting height of the inlet valve corresponds to a radial height 1 of the effective profile of the cam 3. The angle F is e.g. equal to a turning angle of 34° of the camshaft. During continued rotation of the camshaft, the cam will describe the angle I, during which the circular arc-shaped part 18 of the elevation 14 on the cam gives a partial lifting height of the inlet valve 2 at an essentially constant value 1 which is significantly less than the lifting height H at full opening of the inlet valve 2. It should be noted that the top dead center (designated as PMH in Fig. 5) in the embodiment shown will mainly coincide with the point G. The angle I measured as rotation of the camshaft is e.g. 44°.
Kammen 3 vil så beskrive en vinkel J på f.eks. 58° uttrykt som dreievinkel av kamakselen. Under denne dreining vil for-høyningen 19 bevirke full stengning av innløpsventilen 2 på tidspunktet C under virkning av returfjæren 8 i innløpsventilen 2. Som tidligere nevnt er denne returfjær 8 sterkere enn returfjæren 28, slik at det kinematiske styresystem vil være hovedsakelig i den på fig. 2 viste stilling, men med kamfølgeren 4 på punktet C på kammen 3, f.eks. 12° etter det nedre død- The comb 3 will then describe an angle J of e.g. 58° expressed as angle of rotation of the camshaft. During this rotation, the elevation 19 will cause full closure of the inlet valve 2 at time C under the action of the return spring 8 in the inlet valve 2. As previously mentioned, this return spring 8 is stronger than the return spring 28, so that the kinematic control system will be mainly in the one in fig . 2 shown position, but with the cam follower 4 at point C on the cam 3, e.g. 12° after the lower dead-
punkt (PMB) .point (PMB) .
Til sist vil kammen beskrive vinkelen A, som f.eks. kan være lik 4 0°, for på denne måte å komme frem til punktet E, idet inn-løpsventilen 2 naturligvis vil være stengt i dette tidsrom, mens trinsen 4 på ventilløfteren 5 naturligvis vil følge kamprofilen som følge av virkningen av fjæren 28, som vil forlenge seg slik at den kinematiske styrekjede vil være hovedsakelig i den stilling som er vist på fig. 1, men med trinsen 4 i punktet E på kammen. Når kammen beskriver vinkelen A, står det hydrauliske kammer 31 igjen i forbindelse med kanalene 22 og 25, slik at den igjen vil bli fylt med hydraulisk væske for å kompensere for den mengde som tidligere er blitt fortrengt. Finally, the comb will describe the angle A, which e.g. can be equal to 4 0°, in order to arrive at point E in this way, since the inlet valve 2 will naturally be closed during this period, while the pulley 4 on the valve lifter 5 will naturally follow the cam profile as a result of the action of the spring 28, which will extend so that the kinematic control chain will be mainly in the position shown in fig. 1, but with pulley 4 at point E on the cam. When the cam describes the angle A, the hydraulic chamber 31 is again in connection with the channels 22 and 25, so that it will again be filled with hydraulic fluid to compensate for the amount that has previously been displaced.
Det vil således ses at der i den kinematiske styrekjede 34 som betjener hver innløpsventil 2, ved lave turtall innføres en periode med forsinket overføring av styrevirkningen fra kammen 3, hvorved der fås en begrensning av løftehøyden av innløpsventilen samt stort sett en.reduksjon i tidsforsinkelsen for lukkingen av innløpsventilen 2. I forbindelse med kamprofilen skal det påpekes at denne reduksjon i tidsforsinkelsen svarer til vinkelen A og således er 4 0° som på ingen måte er ubetydelig. It will thus be seen that in the kinematic control chain 34 which operates each inlet valve 2, at low revs a period of delayed transmission of the control effect from the cam 3 is introduced, whereby a limitation of the lift height of the inlet valve is obtained and largely a reduction in the time delay for the closing of the inlet valve 2. In connection with the cam profile, it should be pointed out that this reduction in the time delay corresponds to the angle A and is thus 4 0° which is by no means insignificant.
Det skal her også påpekes at denne reduksjon av tidsforsinkelsen for stengningen av innløpsventilen 2 vil medføre en tidsforsinkelse for dens åpning svarende til vinkelen B, som er en liten vinkel pga. den skarpe stigning av kamprofilen 3 på dette sted. Denne tidsforsinkelse i åpningen av innløpsventilen 2 kan imidlertid være gunstig, idet det i noen tilfeller kan være av interesse ved høye turtall å begrense den spyling som finner sted under de innbyrdes overlappende åpningsperioder for innløps-ventilen 2 og utløpsventilen i samme sylinder, idet denne spyling kan være skadelig, da eksosgasser ved lave turtall igjen kan trekkes inn i sylinderen og innløpsmanifolden, noe som kan med-føre tilstopping eller forurensning av denne. It should also be pointed out here that this reduction of the time delay for the closing of the inlet valve 2 will result in a time delay for its opening corresponding to the angle B, which is a small angle due to the sharp rise of the cam profile 3 at this location. This time delay in the opening of the inlet valve 2 can, however, be beneficial, as in some cases it may be of interest at high revs to limit the flushing that takes place during the mutually overlapping opening periods for the inlet valve 2 and the outlet valve in the same cylinder, as this flushing can be harmful, as exhaust gases at low revs can again be drawn into the cylinder and the inlet manifold, which can lead to clogging or contamination of this.
I forbindelse med visse typer for overladning kan det imidlertid være av interesse å la punktet for åpning av innløps-ventilen falle sammen med punktet 0 ved begynnelsen av kamprofilen 3. Dette oppnås som tidligere nevnt ved en modifikasjon av stillingen av utløpskanalen 25 til den stilling som er vist strekpunktert ved 25' på fig. 4. I dette tilfelle vil den del-vise strømming eller avlastning av hulrommet eller kammeret 31 i manøvreringsorganet 10 ikke lenger finne sted ved begynnelsen av løftebevegelsen, men ved slutten av denne, med den fordel at aksellerasjonen av innløpsventilen 2 kan overvåkes eller styres bedre, idet den ikke lenger avhenger av hydrauliske fenomener. Åpningspunktet for innløpsventilen 2 vil da være uavhengig av arbeidsmåten (om der arbeides ved lave eller høye turtall). Videre vil strupingen eller innsnevringen 30 som er nødvendig In connection with certain types of supercharging, however, it may be of interest to allow the point for opening the inlet valve to coincide with point 0 at the beginning of the cam profile 3. This is achieved, as previously mentioned, by modifying the position of the outlet channel 25 to the position that is shown dotted line at 25' in fig. 4. In this case, the partial flow or relief of the cavity or chamber 31 in the maneuvering device 10 will no longer take place at the beginning of the lifting movement, but at the end of it, with the advantage that the acceleration of the inlet valve 2 can be better monitored or controlled, as it no longer depends on hydraulic phenomena. The opening point for inlet valve 2 will then be independent of the working method (whether working at low or high rpm). Furthermore, the throttling or narrowing 30 that is necessary
for å redusere strømningshastigheten av hydraulisk fluidum i henhold til utførelsesformen på fig. 1-3, bli overflødig. to reduce the flow rate of hydraulic fluid according to the embodiment of fig. 1-3, become redundant.
Den mengde hydraulisk væske som kommer inn i hulrommet eller kammeret 31, er akuurat tilstrekkelig til å fylle opp dette hulrom, idet der ikke lenger fra begynnelsen av er noen direkte forbindelse mellom hulrommet eller kammeret 31 og åpningen 38<1>ved munningen av utløpskanalen 25'. The amount of hydraulic fluid that enters the cavity or chamber 31 is just sufficient to fill up this cavity, as from the beginning there is no longer any direct connection between the cavity or chamber 31 and the opening 38<1> at the mouth of the outlet channel 25 '.
Det skal dessuten bemerkes at skulderen 39a (se fig. 5)It should also be noted that the shoulder 39a (see Fig. 5)
av løfteprofilen for innløpsventilen 2 skyldes en periode med of the lift profile for inlet valve 2 is due to a period of
delvis avtapping av hydraulisk væske fra hulrommet 31 mellom overflatepartiet 36 av stempelets endeflate og den nedre kant 32 av åpningen 33 i manøvreringsorganet 10. Det skal også bemerkes at der oppnås en delvis løfting av innløpsventilen 2, idet høyden av denne ved løfting av innløpsventilen tilsvarer avstanden mellom den øvre kant av åpningen 33 og den nedre kant av åpningen 38' ved munningen av utløpskanalen 25'. partial draining of hydraulic fluid from the cavity 31 between the surface portion 36 of the end face of the piston and the lower edge 32 of the opening 33 in the maneuvering member 10. It should also be noted that a partial lifting of the inlet valve 2 is achieved, as the height of this when lifting the inlet valve corresponds to the distance between the upper edge of the opening 33 and the lower edge of the opening 38' at the mouth of the outlet channel 25'.
Det skal videre bemerkes at de utførelsesformer av det hydraulisk betjente manøvreringsorgan som er vist på fig. 1-4 It should further be noted that the embodiments of the hydraulically operated maneuvering device shown in fig. 1-4
og 7, alltid vil inneholde hydraulisk væske mellom stempelet og sylinderen i manøvreringsorganet, slik at der på åpningstids-punktet for innløpsventilen 2 etter en stiv forbindelse mellom stempelet og sylinderen i manøvreringsorganet forekommer en hydraulisk demping som forebygger skadelig banking eller rykk. Dette er særlig fordelaktig. Matetrykket av den hydrauliske and 7, will always contain hydraulic fluid between the piston and the cylinder in the maneuvering member, so that at the point of opening for the inlet valve 2 after a rigid connection between the piston and the cylinder in the maneuvering member, a hydraulic damping occurs which prevents harmful knocking or jerking. This is particularly advantageous. The feed pressure of the hydraulic
væske er vanligvis ca. 3,5 - 7,5 bar svarende til det vanlige smøreoljetrykk i motoren. Videre vil strupeorganet 30 eller innsnevringen medføre at strømmen av hydraulisk væske er begrenset ved lave turtall, hvorved man unngår bruk av en større hydraulisk matepumpe. liquid is usually approx. 3.5 - 7.5 bar corresponding to the usual lubricating oil pressure in the engine. Furthermore, the throat member 30 or the constriction will mean that the flow of hydraulic fluid is limited at low speeds, thereby avoiding the use of a larger hydraulic feed pump.
II - Ved høye turtallII - At high revs
Når motorens turtall øker og kommer over en bestemt terskelverdi over hvilken motoren anses å gå med høyt turtall, f.eks. When the engine speed increases and exceeds a certain threshold value above which the engine is considered to be running at high speed, e.g.
for et effektivt midlere trykk på 8-12 bar, vil den ytre innretning 27 stenge forbindelsesorganet 26, slik at stempelet 21 for an effective average pressure of 8-12 bar, the outer device 27 will close the connecting member 26, so that the piston 21
av manøvreringsorganet 10 er permanent stivt forbundet med sylinderen 20. Der vil da ikke lenger være noen periode med forsinket overføring av styrevirkningen fra kammen 3. Innretningen 27 kan, f.eks. via en tilbakekobling eller i oppfølgningsforhold ved hjelp av en mekanisk og/eller pneumatisk og/eller elektrisk innretning, reagere på motorens turtall og/eller det av motor-belastningen avhengige overladningslufttrykk og/eller den injiserte brenselmengde, som svarer til stillingen av brensel-injeksjonspumpenes tannstang for regulering av brenselstrømmen. Det skal nevnes at en kombinasjon av to eller tre av disse parametre er spesielt foretrukket, og at disse parametre vil vise om turtallet er høyt eller lavt. of the maneuvering member 10 is permanently rigidly connected to the cylinder 20. There will then no longer be any period of delayed transfer of the control action from the cam 3. The device 27 can, e.g. via a feedback or in follow-up conditions by means of a mechanical and/or pneumatic and/or electrical device, react to the engine speed and/or the engine load-dependent supercharge air pressure and/or the injected fuel quantity, which corresponds to the position of the fuel injection pumps rack for regulating the fuel flow. It should be mentioned that a combination of two or three of these parameters is particularly preferred, and that these parameters will show whether the rpm is high or low.
Som det fremgår av fig. 6 vil løftingen av innløpsventilen 2 fra sitt sete 9 finne sted fra punktet 0 når kamfølgeren 4 As can be seen from fig. 6, the lifting of the inlet valve 2 from its seat 9 will take place from the point 0 when the cam follower 4
fra null-punktet på kammen 3 beskriver vinklene B + F, som i det from the zero point of the cam 3 describes the angles B + F, as in it
viste tilfelle er 52°. Innløpsventilen 2 vil være fullt åpen ved punktet G, og løftehøyden er da H. Når kammen så beskriver vinkelen I, holdes innløpsventilen 2 i fullt åpen stilling, mens den når kammen 3 beskriver vinkelen J, vil stenges fra tidspunktet K inntil tidspunktet C, hvor den fortsatt er delvis åpen med et redusert passasjetverrsnitt i forhold til det maksimale tverrsnitt som svarer til full åpning av ventilen. Mens kammen til slutt beskriver vinkelen A for å gå over i grunnprofilet 15, vil innløps-ventilen 2 fortsette å stenges, slik at den er fullstendig stengt på tidspunktet D. Det skal bemerkes at åpningstiden av innløps-ventilen 2 på denne måte blir betydelig forlenget i forhold til ved lave turtall med en kam 3 med en eneste profil. Stengningen av innløpsventilen 2 ville således i det viste utførelseseksempel finne sted ved en rotasjonsvinkel av kamakselen på 52° etter det nedre dødpunkt, noe som er vesentlig senere enn den normale stengetid etter det nedre dødpunkt. case shown is 52°. The inlet valve 2 will be fully open at point G, and the lift height is then H. When the cam then describes the angle I, the inlet valve 2 is held in a fully open position, while when the cam 3 describes the angle J, it will be closed from time K until time C, where it is still partially open with a reduced passage cross-section in relation to the maximum cross-section corresponding to full opening of the valve. While the cam finally describes the angle A to pass into the base profile 15, the inlet valve 2 will continue to close, so that it is completely closed at time D. It should be noted that the opening time of the inlet valve 2 is thus significantly extended compared to at low speeds with a cam 3 with a single profile. The closing of the inlet valve 2 would thus take place in the embodiment shown at a rotation angle of the camshaft of 52° after bottom dead center, which is significantly later than the normal closing time after bottom dead center.
Alt i alt er det mulig med oppfinnelsen å oppnå en stengning av hver innløpsventil 2 før det normale stengetidspunkt etter det nedre dødpunkt, hvorved tidsforsinkelsen ved stengning reduseres, idet stengningen fortrinnsvis finner sted mellom 0 og 20° etter det nedre dødpunkt, hvorved det blir mulig å oppnå et maksimalt kompresjonsforhold ved lave turtall, mens åpningsperioden for hver innløpsventil 2 ved høye turtall forlenges betydelig etter det normale stengetidpunkt etter det nedre dødpunkt ved at ventilen hindres i å stenge fullstendig på det normale stengetidspunkt, All in all, it is possible with the invention to achieve a closing of each inlet valve 2 before the normal closing time after bottom dead center, whereby the time delay during closing is reduced, the closing preferably taking place between 0 and 20° after bottom dead center, whereby it becomes possible to achieve a maximum compression ratio at low revs, while the opening period of each inlet valve 2 at high revs is significantly extended beyond the normal closing time after bottom dead center by preventing the valve from closing completely at the normal closing time,
men tverrsnittet av passasjen mellom innløpsventilen 2 og dens sete 9 reduseres til en relativt liten størrelse (på fortrinnsvis 20-60 %) i forhold til det maksimale tverrsnitt som svarer til full åpning av innløpsventilen 2. På denne måte blir det mulig å oppnå et vesentlig redusert effektivt kompresjonsforhold ved de nevnte høye turtall. but the cross-section of the passage between the inlet valve 2 and its seat 9 is reduced to a relatively small size (of preferably 20-60%) in relation to the maximum cross-section corresponding to full opening of the inlet valve 2. In this way it becomes possible to achieve a substantial reduced effective compression ratio at the aforementioned high revs.
Til slutt skal det påpekes at den partielle åpning av innløpsventilen 2 ved lave turtall ikke er skadelig, fordi den er tilstrekkelig stor til å sikre en riktig fylling av arbeids-sylinderen. Finally, it should be pointed out that the partial opening of the inlet valve 2 at low revs is not harmful, because it is sufficiently large to ensure a correct filling of the working cylinder.
Forskjellige modifikasjoner kan naturligvis utføres i de beskrevne utførelsesformer. Når det hydraulisk betjente manøv-reringsorgan er anordnet i ventilløfteren, kan denne ventilløfter spesielt være forbundet enten med sylinderen eller stempelet av manøvreringsorganet, mens vippearmens støtstang kan være forbundet med stempelet resp. sylinderen. Det samme gjelder for den ut-førelsesf orm som er vist på fig. 7, hvor manøvreringsorganet er anordnet i vippearmen og den ene eller den andre av vippearmens to deler 40, 41 kan være forbundet med sylinderen, mens den annen er forbundet med stempelet. Various modifications can of course be carried out in the described embodiments. When the hydraulically operated operating device is arranged in the valve lifter, this valve lifter can in particular be connected either to the cylinder or the piston of the operating device, while the push rod of the rocker arm can be connected to the piston or the cylinder. The same applies to the embodiment shown in fig. 7, where the maneuvering member is arranged in the rocker arm and one or the other of the rocker arm's two parts 40, 41 can be connected to the cylinder, while the other is connected to the piston.
Uttrykket "kinematisk forenlig forbindelse" betyr at forbindelsen ikke hindrer eller forstyrrer den kinematiske drift av styresystemet 34. The term "kinematically compatible connection" means that the connection does not prevent or interfere with the kinematic operation of the steering system 34.
Det vil derfor forstås at oppfinnelsen ikke på noen måteIt will therefore be understood that the invention does not in any way
er begrenset til de to utførelsesformer som er beskrevet og vist,is limited to the two embodiments described and shown,
og som bare er tatt med for å belyse oppfinnelsen. Spesielt omfatter oppfinnelsen alle organer og midler som utgjør tekniske ekvivalenter til de beskrevne organer, og kombinasjoner av slike midler under forutsetning av at de samvirker i henhold til kjernen i oppfinnelsen og faller innenfor rammen av de etter-følgende krav. and which are only included to illustrate the invention. In particular, the invention includes all organs and means which constitute technical equivalents to the described organs, and combinations of such means, provided that they cooperate in accordance with the core of the invention and fall within the scope of the following claims.
Claims (24)
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| FR7921796A FR2464372A1 (en) | 1979-08-30 | 1979-08-30 | METHOD AND DEVICE FOR IMPROVING THE EFFICIENCY OF AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE BY SELECTIVE VARIATION AT THE ACTUAL COMPRESSION RATE ACCORDING TO THE MOTOR RPM |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| NO802537L true NO802537L (en) | 1981-03-02 |
Family
ID=9229221
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| NO802537A NO802537L (en) | 1979-08-30 | 1980-08-27 | METHOD AND DEVICE FOR AA IMPROVING THE EFFECT OF AN INCORPORATIVE ENGINE BY SELECTIVE AA VARIOUS COMPRESSION RELATIONSHIP ACCORDING TO ENGINE SPEED |
Country Status (13)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (1) | EP0024994A1 (en) |
| JP (1) | JPS5650231A (en) |
| AU (1) | AU6191880A (en) |
| BR (1) | BR8005437A (en) |
| DD (1) | DD152832A5 (en) |
| DK (1) | DK370080A (en) |
| ES (1) | ES8200742A1 (en) |
| FI (1) | FI802683A (en) |
| FR (1) | FR2464372A1 (en) |
| NO (1) | NO802537L (en) |
| PL (1) | PL226506A1 (en) |
| SE (1) | SE8005910L (en) |
| YU (1) | YU217280A (en) |
Families Citing this family (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6095114A (en) * | 1983-10-31 | 1985-05-28 | Fujio Inoue | Valve switching mechanism of motor |
| JPS61187526A (en) * | 1985-02-15 | 1986-08-21 | Toyota Motor Corp | Valve-timing controller for internal-combustion engine equipment with supercharger |
| WO1989000643A1 (en) * | 1987-07-18 | 1989-01-26 | Graham Beverley | Internal combustion engine |
| DE19581354T1 (en) * | 1994-11-09 | 1997-10-16 | John Brengle Taylor | Engine improvements |
| DE50200316D1 (en) * | 2001-02-21 | 2004-05-06 | Ge Jenbacher Gmbh & Co Ohg Jen | Valve train for an internal combustion engine |
| DE102009041426A1 (en) | 2009-09-16 | 2011-05-19 | Thyssenkrupp Presta Teccenter Ag | Camshaft with variable valve opening duration |
| US10428746B2 (en) * | 2014-12-08 | 2019-10-01 | Wärtsilä Finland Oy | Method of controlling an operation of an inlet valve system and an inlet valve control system |
| DE102015224759A1 (en) * | 2015-12-10 | 2017-06-14 | Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft | internal combustion engine |
| WO2024079642A1 (en) * | 2022-10-12 | 2024-04-18 | Cummins Inc. | Valve actuation system comprising a discrete lost motion device |
| US20240125254A1 (en) * | 2022-10-12 | 2024-04-18 | Jacobs Vehicle Systems, Inc. | Discrete lost motion device |
Family Cites Families (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| FR1294510A (en) * | 1961-07-07 | 1962-05-26 | Briggs & Stratton Corp | Method of operating a four-stroke internal combustion engine and engine operating according to this method |
| JPS5179840A (en) * | 1975-01-07 | 1976-07-12 | Honda Motor Co Ltd | |
| FR2341045A1 (en) * | 1976-02-13 | 1977-09-09 | Bertin & Cie | Neutralisation of individual cylinders of IC engine - using butterfly valves or cam shaft in eccentric housing to close inlet and outlet valves |
| US4114643A (en) * | 1976-07-02 | 1978-09-19 | Nissan Motor Company, Limited | Valve operating mechanism of internal combustion engine |
| US4134371A (en) * | 1977-04-28 | 1979-01-16 | Hausknecht Louis A | Valve control system |
-
1979
- 1979-08-30 FR FR7921796A patent/FR2464372A1/en not_active Withdrawn
-
1980
- 1980-08-22 SE SE8005910A patent/SE8005910L/en not_active Application Discontinuation
- 1980-08-26 FI FI802683A patent/FI802683A/en not_active Application Discontinuation
- 1980-08-27 EP EP80401226A patent/EP0024994A1/en not_active Ceased
- 1980-08-27 NO NO802537A patent/NO802537L/en unknown
- 1980-08-28 BR BR8005437A patent/BR8005437A/en unknown
- 1980-08-28 DD DD80223575A patent/DD152832A5/en unknown
- 1980-08-29 YU YU02172/80A patent/YU217280A/en unknown
- 1980-08-29 DK DK370080A patent/DK370080A/en not_active Application Discontinuation
- 1980-08-29 ES ES494651A patent/ES8200742A1/en not_active Expired
- 1980-08-29 JP JP11966580A patent/JPS5650231A/en active Pending
- 1980-08-30 PL PL22650680A patent/PL226506A1/xx unknown
- 1980-09-01 AU AU61918/80A patent/AU6191880A/en not_active Abandoned
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| FR2464372A1 (en) | 1981-03-06 |
| JPS5650231A (en) | 1981-05-07 |
| ES494651A0 (en) | 1981-11-16 |
| PL226506A1 (en) | 1981-05-22 |
| DK370080A (en) | 1981-03-01 |
| AU6191880A (en) | 1981-03-05 |
| ES8200742A1 (en) | 1981-11-16 |
| YU217280A (en) | 1983-10-31 |
| FI802683A (en) | 1981-03-01 |
| BR8005437A (en) | 1981-03-31 |
| SE8005910L (en) | 1981-03-01 |
| DD152832A5 (en) | 1981-12-09 |
| EP0024994A1 (en) | 1981-03-11 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| SU997614A3 (en) | Hydraulic actuator for directional gas valves | |
| US6006706A (en) | Method and apparatus for controlling valve mechanism of engine | |
| US4502425A (en) | Variable lift cam follower | |
| NO802537L (en) | METHOD AND DEVICE FOR AA IMPROVING THE EFFECT OF AN INCORPORATIVE ENGINE BY SELECTIVE AA VARIOUS COMPRESSION RELATIONSHIP ACCORDING TO ENGINE SPEED | |
| KR101595610B1 (en) | Control arrangement for a gas exchange valve in a piston engine | |
| NO852203L (en) | ENGINE BRAKING PROCEDURE FOR COMPRESSION RELEASE. | |
| ITTO970078A1 (en) | DIESEL CYCLE MULTI-CYLINDRICAL ENGINE WITH VARIABLE ACTING VALVES. | |
| NO149399B (en) | DEVICE FOR PRESSURE WAVES DAMAGE IN A FUEL INJECTION SYSTEM FOR FUEL IN A COMBUSTION ENGINE | |
| US4753198A (en) | Compression ratio control mechanism for internal combustion engines | |
| KR20110044977A (en) | Control unit of piston engine | |
| KR930004767B1 (en) | Lubricator for a cylinder of an internal combustion engine | |
| US5404851A (en) | Device for switching a combustion engine from one mode of operation to another mode of operation | |
| NO157116B (en) | FUEL INJURY REGULATION SYSTEM. | |
| FR2580334A1 (en) | FUEL SUPPLY SYSTEM FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINE WITH TURBOCHARGER | |
| US2264898A (en) | Fuel pump for internal combustion engines | |
| NO782810L (en) | PROCEDURE AND DEVICE FOR STOPPING A COMBUSTION ENGINE WITH FUEL INJECTION, IN THE EVENT OF RUSSION | |
| NO149151B (en) | VARIABLE FLOW VOLUME CONTROL DEVICE | |
| US7673617B2 (en) | Indirect-injection internal-combustion engine, notably spark-ignition supercharged engine, with two intake means for carrying out a burnt gas scavenging stage | |
| JPS63201306A (en) | Valve system with variable valve timing | |
| JPS58167822A (en) | Supercharge device of 4-cycle engine | |
| KR930010366A (en) | Fuel injection pumps of internal combustion engines | |
| JPS5838605B2 (en) | Diesel engine valve timing change device | |
| WO2019127321A1 (en) | Intake valve variable system for diesel engine and diesel engine | |
| SU1686200A1 (en) | Two-stroke internal combustion engine | |
| SU30892A1 (en) | Internal combustion engine for diesel locomotive |