JPH0144723Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本考案は、排気ブレーキの効きを強めるための
強化装置に関するものである。

〔従来の技術と問題点〕

従来一般に広く使用されている排気ブレーキ装
置は、エンジンの排気マニホールドの終端に排気
ブレーキ（シヤツター）を設け、同ブレーキの必
要時これを閉じることによりエンジンの圧縮行程
及び排気行程時のエンジンの仕事をブレーキ力と
して利用しているが、膨張行程においては圧縮さ
れた空気が逆にピストンを押し下げるため、上記
圧縮行程時のブレーキ効果が非常に減殺され、結
局第２図に示すように、実質的には排気行程時の
仕事が純粋にブレーキ力として働くのみであり、
効率が悪い。

そこで、これをカバーして排気ブレーキ力を強
化することが試みられているが、その一つは排気
閉じ込め型というべき、排気弁（シヤツター）を
強く閉じるものであり、他は排気ブレーキ時に圧
縮行程の上死点付近でシリンダ内の圧縮空気を排
出して減圧するものである。

後者の例としては、特公昭46−39894号公報に
示されたように、上死点直前において圧縮空気に
よりロツカーレバーを介して排気弁を押し下げ、
圧縮されたシリンダ内空気を排出して膨張行程時
にシリンダ内を負圧とし、また吸・排気弁の低抗
によつて制動力を増加させるものがあり、これは
第３図の如く、圧縮行程の終端イにおいて、圧縮
したシリンダ内空気を排出することにより、イ→
ロの如く圧力変化し、PV線図は全体として閉じ
た形となるので、従来よりかなり大きなブレーキ
力を得ることができる。

しかし、最近のエンジンの高過給及び省燃費指
向により、トランスミツシヨンから差動装置まで
のトータル・ギア・レシオ（Total Gear Ratio）
を小さくする傾向にあり、そのため排気ブレーキ
力（エンジンブレーキ力）が相対的に低下してお
り、上記の対応では尚不充分である。

排気ブレーキを強化する装置としては、特開昭
57−195833号公報に示されたエンジンブレーキ装
置および実公昭55−48757号公報に示されたエン
ジンの排気ブレーキ制御装置があるが、上記特開
昭57−195833号公報のものは、エンジンの吸・排
気弁の他に第３の弁を設け、この第３の弁は動弁
装置、例えば当該エンジンのカム軸に設けられた
第３の弁用カムによりプツシユロツド及びロツカ
アームを介して第３の弁を開閉する装置により第
３の弁をピストンの圧縮上死点で開くようにした
エンジンブレーキ装置であり、前記特公昭46−
39894号公報に示された技術と同様、圧縮上死点
において第３の弁を開いて圧縮されたシリンダ内
空気を排出して膨張行程時にシリンダ内を負圧と
し、また吸・排気弁の抵抗によつて制動力を増加
させるものであり、前記トータル・ギア・レシオ
の小さい車両において低下した排気ブレーキ力を
補うものとしては不充分である。

また上記実公昭55−48757号公報のものは、シ
リンダヘツドの上部における排気弁用バルブガイ
ドの周囲にシリンダ部を形成し、このシリンダ部
に上記弁の下バルブスプリングシートを摺動可能
に嵌装して上記シリンダ部と上記シートの下面と
の間に流体作動室を形成するとゝもに、上記ヘツ
ドに排気ブレーキ弁の閉じた作動と連動して開放
する常閉型の第３バルブを設け、排気ブレーキ作
動時に圧縮行程にあるシリンダの上記第３バルブ
の開口を経て排出される圧縮空気を吸入行程にあ
るシリンダの上記流体作動室に導入し得るように
したエンジンの排気ブレーキ制御装置であるが、
これは、前記排気閉じ込め型において閉じ込め力
を強化するため吸気行程時に開こうとする排気弁
の弁ばねの取付荷重を高めるものであり、これ
も、前記トータル・ギア・レシオの小さい車両に
おいて低下した排気ブレーキ力を補うものとして
は不充分である。

〔問題点を解決するための手段〕

本考案は上記に鑑み、トータル・ギア・レシオ
の小さい車両においても、排気ブレーキの仕事量
を充分に確保しようとして案出されたもので、そ
の要旨は、排気ブレーキ付エンジンの吸・排気弁
の他に各シリンダに設けられ、開弁時シリンダ内
に排ガスを導く常閉型の第３バルブと、該第３バ
ルブの受動機構と、そのシリンダにおける圧縮行
程初期にエンジンのカム軸で駆動される第１の作
動機構と、圧縮行程終期に前記カム軸で駆動され
る第２の作動機構と、前記第１、第２作動機構の
動きを前記受動機構に伝える伝達機構と、該伝達
機構の接離機構とから構成したことを特徴とする
排気ブレーキ強化装置にある。

〔作用〕

排気ブレーキの非作動時には、前記接離機構を
構成する後述電磁弁のロツドが後記ポートを開放
しているので前記カム軸が回転し、排気弁駆動カ
ムが前記第１、第２作動機構を作動して前記受動
機構の後記ロツドが同小径シリンダ中で摺動して
も前記伝達機構中の流体は往復するのみで、前記
第３バルブを押し下げることはない。

排気ブレーキが作動したときは、前記接離機構
の電磁弁を励磁してロツドがポートを閉じるので
伝達機構が接続される。

従つて前記カム軸により、公知の如くタペツト
をリフトしてプツシユロツドを介して前記排気弁
を開いた後、カム軸角度で90゜回転した位置、即
ち吸気弁の閉じ終わり付近（圧縮行程の初期）で
前記第１作動機構が作動するので流体が伝達機構
中を移動し、前記受動機構を介して第３バルブを
下に押し、後記バイパスポートを開口する。

このため排気ポート内の残留排ガスがシリンダ
内に流入し、シリンダ内空気圧を高める。

この状態で圧縮行程を続け、その終端付近、す
なわちカム軸角度で前記第１作動機構からさらに
45゜回転した位置で、第２作動機構が作動すると
流体が伝達機構中を移動し、前記受動機構を介し
て第３バルブを開き、圧縮されたシリンダ内空気
が該第３バルブを通つて排出される。

以上により、後述PV線図にみる如く、最高圧
縮圧力が従来に比較してはるかに高くすることが
できたばかりでなく、圧縮行程初期における残留
排ガスの導入及び圧縮終わりにおける排気によつ
てエンジンの仕事量が増大できた。

〔実施例〕

以下、本考案を図面に示す実施例により詳細に
説明すると、１は排気ブレーキ付エンジンＥのシ
リンダで、ピストン２が嵌挿しており、各行程に
応じて上下に摺動する。

３はエンジンＥのシリンダヘツドＨ内に設けた
第３バルブで、通常の吸・排気弁（図示せず）と
は別個にエンジンＥの吸気ポート側又は排気ポー
ト側に設置されている。

第１図に示すものは排気ポート側に設置された
例で、排気ポートに通ずるバイパスポート４のシ
リンダ１に面した開口４ａを常時は閉じるように
ばね５によつて押し上げられている。

上記第３の上端には小ピストン６を取付け、該
ピストン６はシリンダヘツドＨ上に設けた垂直な
比較的大径のシリンダ７に摺動自在に挿入され受
動機構が構成されている。

上記大径シリンダ７の上端付近側部には、伝達
機構を構成する後述の流体パイプ及びその一端と
連結するポート７ａをあけるが、これと同時に上
記シリンダ７の上端に通ずる小径シリンダ８を設
け、ここに電磁弁９のロツド１０が挿入されてお
り、接離機構が構成されている。

上記小径シリンダ８には、非作動時の電磁弁９
のロツド１０の下端より下にポート１１をあけ、
ここにパイプ１２をとりつけている。

１３は吸・排気弁を開閉するカム軸、１４は同
カムに設けた排気弁駆動カムで、該カム１４に接
触するタペツト１５及びプツシユロツド１６を介
して排気弁を開閉する。

１７，１８は第１、第２スレーブピストンで、
タペツト１５から反時計方向に90゜、135゜の位置
に排気弁駆動カム１４に接触するよう、シリンダ
１９，２０内にばね２１，２２に抗して摺動可能
に設置し、小径のシリンダ２３，２４中に挿入し
たスレーブピストンのロツド１７ａ，１８ａを第
１図で左右に摺動せしめるようにして、第１、第
２作動機構が構成されている。

２５，２６は上記小径のシリンダ２３，２４に
通ずるパイプで、パイプ２６をパイプ２５に連結
するとゝもに、パイプ２５の上端はシリンダヘツ
ドＨ内の通路２７及びパイプ２８を介して前記ポ
ート７ａに連結して伝達機構が構成されている。

尚、伝達機構のパイプ２５，２６、通路２７お
よびパイプ２８内には、弱い圧縮空気又は同圧油
（以下、流体という）を供給する。

排気ブレーキの非作動時には、第１図の如く、
電磁弁９のロツド１０がポート１１を閉じていな
いのでカム軸１３が回転し、排気弁駆動カム１４
が第１、第２スレーブピストン１７，１８をシリ
ンダ１９，２０で摺動して、ロツド１７ａ，１８
ａが小径のシリンダ２３，２４中で摺動してもパ
イプ２５，２６、通路２７、パイプ２８、大径シ
リンダ７、小径シリンダ８及びパイプ１２内の流
体は上記パイプ２５，２６からシリンダ７，８ま
での間で往復するのみで、（或はパイプ１２から
洩れて）第３バルブ３を押下げることはない。

排気ブレーキを作動するときは、電磁弁９を励
磁してロツド１０がポート１１を閉じるので、パ
イプ２５，２６からシリンダ７，８までが閉じら
れる。

従つて、排気弁駆動カム１４がタペツト１５を
リフトしてプツシユロツド１６を介して排気弁を
開いた後、カム軸角度で90゜回転した位置、即ち
第４図、第６図に示す吸気バルブの閉じ終わり付
近（圧縮行程の初期）で第１スレーブピストン１
７を押してそのロツド１７ａを小径のシリンダ２
３中で摺動させるので、該シリンダ２３中の流体
が移動し、大径シリンダ７内のピストン６を下に
押す。

これにより、第３バルブ３はばね５に抗して下
に移動し、バイパスポート４の開口４ａから離れ
る。このため、排気ポート内の残留排ガス（３〜
５Kg／cm²）がシリンダ１内に流入し、シリンダ内
空気圧を高める。

この状態で圧縮行程を設け、その終端付近、即
ちカム軸角度で第１スレーブピストン１７から更
に45゜回転した位置で、第２スレーブピストン１
８を押してそのロツド１８ａを小径のシリンダ２
４中に摺動させる。

これにより該シリンダ２４中の流体が移動し、
大径シリンダ７内で再びピストンを下に押す。

従つて第３バルブ３が開き、圧縮されたシリン
ダ１内の空気が該バルブ３を通つて排出される。

第１図の実施例におけるリフト曲線は第６図の
如くであり、PV線図は第７図の如くであるが、
第３バルブを吸気ポート側に設けた場合のリフト
曲線及びPV線図は各々第４図および第５図の如
くなる。

いずれにしても、PV線図にみる如く、最高圧
縮圧力が従来に比較してはるかに高くすることが
できたばかりでなく、圧縮行程初期における残留
排ガスの導入及び圧縮終わりにおける排気によつ
てエンジンの仕事量が増大できた。

〔考案の効果〕

本考案に係る排気ブレーキ強化装置は、上述の
ように、排気ブレーキ付エンジンの吸・排気弁の
他に各シリンダに設けられ、開弁時シリンダ内に
排ガスを導く常閉型の第３バルブと、該第３バル
ブの受動機構と、そのシリンダにおける圧縮行程
初期にエンジンのカム軸で駆動される第１の作動
機構と、圧縮行程終期に前記カム軸で駆動される
第２の作動機構と、前記第１、第２作動機構の動
きを前記受動機構に伝える伝達機構と、該伝達機
構の接離機構とから構成したので、圧縮初期のシ
リンダ内圧力を高めることができ、従つて最高圧
縮圧力を従来よりはるかに高圧にすることができ
るとゝもに、圧縮行程終期において、シリンダ内
圧縮空気を抜く方法と併用することにより、エン
ジンに従来のほゞ２倍の負の仕事をさせることが
でき、高過給、省燃費のためのトータル・ギア・
レシオの低下による排気ブレーキの効きの相対的
低下を充分補うことができる効果がある。

【図面の簡単な説明】

第１図は本考案装置を備えた排気ブレーキ付エ
ンジンの断面図、第２図は従来の排気ブレーキ装
置を備えたエンジンの排気ブレーキ時のPV線図、
第３図は圧縮行程終期において減圧する排気ブレ
ーキ装置を備えたエンジンの排気ブレーキのPV
線図、第４図、第６図は本考案装置付排気ブレー
キ装置を備えたエンジンの排気ブレーキ時のバル
ブリフト曲線、第５図、第７図は同排気ブレーキ
時のPV線図である。 １……シリンダ、２……ピストン、３……第３
バルブ、４……バイパスポート、６……小ピスト
ン、７……大径シリンダ、８……小径シリンダ、
９……電磁弁、１０……同ロツド、１１……ポー
ト、１３……カム軸、１４……排気弁駆動カム、
１５……タペツト、１７……第１スレーブピスト
ン、１８……第２スレーブピストン、１９，２０
……シリンダ（スレーブピストン用）、２３，２
４……小径のシリンダ。

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】
1. 排気ブレーキ付エンジンの吸・排気弁の他に各
   シリンダに設けられ、開弁時シリンダ内に排ガス
   を導く常閉型の第３バルブと、該第３バルブの受
   動機構と、そのシリンダにおける圧縮行程初期に
   エンジンのカム軸で駆動される第１の作動機構
   と、圧縮行程終期に前記カム軸で駆動される第２
   の作動機構と、前記第１、第２作動機構の動きを
   前記受動機構に伝える伝達機構と、該伝達機構の
   接離機構とから構成したことを特徴とする排気ブ
   レーキ強化装置。