(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジン（Ｅ）に連動する過給用のコンプレッサ（Ｃ）の所定部分に、前記エンジン（Ｅ）とは独立した作動を可能として接続される潤滑ポンプ（Ｐ2 ）の駆動を制御するための潤滑ポンプの駆動制御装置において、
前記コンプレッサ（Ｃ）の回転数および過給圧力に基づいて前記コンプレッサ（Ｃ）の仕事量を演算する仕事量演算手段（１１３）と、該仕事量演算手段（１１３）で演算された仕事量を積算するとともにその積算値が設定仕事量を超える毎に駆動指令信号を出力する仕事量積算手段（１１４）と、該仕事量積算手段（１１４）からの駆動指令信号出力に応じて前記潤滑ポンプ（Ｐ2 ）を設定時間だけ駆動するポンプ駆動手段（１１１2 ）とを備えることを特徴とする、潤滑ポンプの駆動制御装置。
【請求項２】
前記エンジン（Ｅ）の始動を判断するとともにエンジン（Ｅ）の始動時には駆動指令信号を出力する始動判断手段（１１０）を含み、前記ポンプ駆動手段（１１１2 ）は、該始動判断手段（１１０）の駆動指令信号出力に応じて前記潤滑ポンプ（Ｐ2 ）を１回だけ駆動することを特徴とする、請求項１に記載の潤滑ポンプの駆動制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジン用補機に潤滑油を供給する潤滑ポンプの駆動を制御するための潤滑ポンプの駆動制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、エンジンに潤滑油を供給する潤滑ポンプの駆動を制御するものとして、例えば特開昭６０−５６１１４号公報及び特開平１０−３７７３０号公報等が既に知られており、これらのものでは、エンジン用補機にも、潤滑ポンプからの潤滑油が供給されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来のものでは、潤滑ポンプの駆動がエンジンの運転状態に応じて制御されるようになっており、潤滑ポンプはその吐出量をエンジンの運転状態に応じて変化させるように制御されている。しかるに、エンジン用補機の仕事量が小さいときには該補機への潤滑油の供給量も少量でよいのであるが、吐出量を変化させるように潤滑ポンプを制御するのでは、エンジン用補機への潤滑油供給量の下限値に限界があり、エンジン用補機の仕事量が小さい領域では該補機に無駄な潤滑油が供給され勝ちとなり、潤滑油が無駄に消費されることになる。
【０００４】
本発明は、かゝる事情に鑑みてなされたもので、エンジン用補機の仕事量に適確に対応した潤滑油を供給可能とした潤滑ポンプの駆動制御装置を提供することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１記載の発明は、エンジンに連動する過給用のコンプレッサの所定部分に、前記エンジンとは独立した作動を可能として接続される潤滑ポンプの駆動を制御するための潤滑ポンプの駆動制御装置において、前記コンプレッサの回転数および過給圧力に基づいて前記コンプレッサの仕事量を演算する仕事量演算手段と、該仕事量演算手段で演算された仕事量を積算するとともにその積算値が設定仕事量を超える毎に駆動指令信号を出力する仕事量積算手段と、該仕事量積算手段からの駆動指令信号出力に応じて前記潤滑ポンプを設定時間だけ駆動するポンプ駆動手段とを備えることを特徴とする。
【０００６】
このような請求項１の発明の構成によれば、コンプレッサの仕事量に対応して潤滑ポンプによる給油インターバルを変化させるようにして、コンプレッサに潤滑油を無駄なく適正量だけ潤滑油を供給することができる。
【０００７】
請求項２記載の発明は、上記請求項１記載の発明の構成に加えて、前記エンジンの始動を判断するとともにエンジンの始動時には駆動指令信号を出力する始動判断手段を含み、前記ポンプ駆動手段は、該始動判断手段の駆動指令信号出力に応じて前記潤滑ポンプを１回だけ駆動することを特徴とし、かかる構成によれば、エンジンが始動してからエンジン用補機に所定量の潤滑油が給油されることになり、潤滑遅れが生じることを防止することができる。しかも点火スイッチオンに応じて潤滑ポンプの駆動を開始するものではないので、点火スイッチのオン・オフによる無駄な潤滑油供給がなされることはない。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示す参考例および本発明の実施例に基づいて説明する。
【０００９】
図１〜図１６は参考例を示すものであり、図１は自動二輪車用過給式エンジンの縦断側面図、図２は図１の２−２線断面図、図３は図１の３−３線断面図、図４はコンプレッサの拡大縦断側面図、図５は図４の５−５線断面図、図６は図５の６−６線断面図、図７は図４の７矢視図、図８はコンプレッサの要部分解平面図、図９はコンプレッサの要部分解縦断面図、図１０はエンジンの吸気弁、排気弁および過給弁の開閉タイミングならびにコンプレッサのポンプピストンの作動タイミングを示す線図、図１１はコンプレッサにおけるポンプピストン側のニードルベアリングの回転速度変化を示す線図、図１２はコンプレッサに潤滑油を供給する潤滑ポンプの縦断面図、図１３は図１２の１３−１３線断面図、図１４は潤滑ポンプおよび燃料噴射弁を駆動する制御ユニットの構成を示すブロック図、図１５は燃料噴射量積算手段での処理手順を示すフローチャート、図１６はポンプ駆動手段での処理手順を示すフローチャートである。
【００１０】
先ず図１〜図３において、自動二輪車に搭載される過給式エンジンＥのエンジン本体１は、シリンダブロック１ａの上端面にシリンダヘッド１ｂがボルト結合されて成り、シリンダブロック１ａのシリンダボア８に収容されるピストン２およびシリンダヘッド１ｂ間には燃焼室３が形成され、シリンダヘッド１ｂには、前記燃焼室３に内端をそれぞれ開口させる吸気ポート４、排気ポート５および過給ポート６が設けられる。これらのポート４，５，６の直径は、吸気ポート４の直径＞過給ポート６の直径＞排気ポート５の直径となるように設定される。
【００１１】
吸気ポート４および排気ポート５は、それらのポート４，５の内端が前記シリンダボア８の軸線Ｙと直交する直線Ｘに沿うとともに前記軸線Ｙを挟んで並ぶようにしてシリンダヘッド１ｂに設けられる。また過給ポート６は、該ポート６の内端の一部を吸気ポート４および排気ポート５の内端間に突入するようにしてシリンダヘッド１ｂに設けられる。
【００１２】
吸気ポート４および排気ポート５は、一般のエンジンのように、吸気マニホールドおよび排気マニホールド（いずれも図示せず）に連通せしめられる。またエンジンＥに空気を過給する復動ピストン型の過給用のコンプレッサＣがエンジン用補機としてエンジンＥの側方に隣接、配置され、動弁カム軸１１に連結されており、過給ポート６は、前記コンプレッサＣの吐出導管５７に連通せしめられる。しかも吸気ポート４、排気ポート５および過給ポート６の内端をそれぞれ開閉すべくシリンダヘッド１ｂに配設される吸気弁７ｉ、排気弁７ｅおよび過給弁７ｃは、弁ばね１２ｉ、１２ｅ、１２ｃで閉じ側に付勢され、それらの弁７ｉ，７ｅ，７ｃに共通である単一の動弁カム軸１１がシリンダヘッド１ｂに回転自在に支持される。
【００１３】
シリンダヘッド１ｂには、燃焼室３内に導入された混合気に点火する点火栓１０が装着されており、該点火栓１０の電極１０ａは、過給ポート６の内端と反対側で吸気ポート４および排気ポート５の内端間に突入するように配置される。
【００１４】
前記動弁カム軸１１は前記直線Ｘに沿って配置されており、吸気弁７ｉおよび排気弁７ｅは、前記軸線Ｙを挟むとともに前記直線Ｘに沿ってＶ字状をなして並ぶように配置される。これにより前記軸線Ｙと平行に配置される過給弁７ｃを吸気弁７ｉおよび排気弁７ｅ間でシリンダヘッド１ｂに配設することが可能となり、エンジンＥのコンパクト化を図ることができる。
【００１５】
動弁カム軸１１は、左右一対のボールベアリング１５、１６を介してシリンダヘッド１ｂに支承される。この動弁カム軸１１には、上記両ボールベアリング１５、１６間に配置されて吸気弁７ｉおよび排気弁７ｅの各弁頭に直接係合するテーパ状の吸気用カム１１ｉおよび排気用カム１１ｅと、シリンダヘッド１ｂに軸支されるロッカアーム１９を介して過給弁７ｃの弁頭に係合する過給用カム１１ｃとが一体に設けられ、過給用カム１１ｃは吸気用カム１１ｉおよび排気用カム１１ｅ間に配置される。
【００１６】
吸気ポート４および排気ポート５の内端は、それらの内端全体が前記シリンダボア８に臨むように配置されるが、過給ポート６の内端は、その一部が前記シリンダボア８外へはみ出すように配置される。換言すれば、燃焼室３の一部を前記シリンダボア８外へ突出させ、その突出した部分に過給ポート６の一部が臨むように過給弁７ｃが配置される。これに伴い過給弁７ｃの一部も前記シリンダボア８外へ突出したことになり、その突出部分とシリンダブロック１ａの上面との間に、過給弁７ｃの開閉ストロークよりも若干大きい間隙ｇが設けられる。なお過給弁７ｃの開閉ストロークは、吸気弁７ｉや排気弁７ｅの開閉ストロークよりもはるかに小さいものである。
【００１７】
過給弁７ｃとピストン２のヘッド面一側部との間には、ピストン２の上昇限で偏平化される燃焼室３の第１スキッシュエリア１３が画成され、ピストン２のヘッド面他側部とシリンダヘッド１ｂとの間には、ピストン２の上昇限で偏平化される燃焼室３の第２スキッシュエリア１４が画成される。
【００１８】
シリンダヘッド１ｂの燃焼室３は、前記軸線Ｙから点火栓１０側へオフセットした最深部３ａを有しており、その最深部３ａに対応する凹部２ａがピストン２のヘッド面に形成される。
【００１９】
左方のボールベアリング１５から外方への動弁カム軸１１の突出端には、ピストン２に連接するクランク軸（図示せず）からチェン１７を介して駆動される被動スプロケット１８が固着される。
【００２０】
而して、上記クランク軸からチェン１７を介して動弁カム軸１１を回転駆動すれば、吸気、排気および過給用カム１１ｉ，１１ｅ，１１ｃと、弁ばね１２，１３，１４との協働により、図１０に示すタイミングに従い吸気、排気および過給弁７ｉ，７ｅ，７ｃがそれぞれ開閉される。したがって、過給弁７ｃは、吸気行程から圧縮行程にかけて、吸気弁７ｉが閉弁する直前から閉弁後迄の一定期間だけ開弁する。その過給弁７ｃの開弁時、すなわち吸気行程終期から圧縮行程初期にかけて過給ポート６から燃焼室３内にコンプレッサＣからの高圧空気が過給されることにより、エンジンＥの充填効率が高められ、エンジンＥは高出力を発揮することができる。
【００２１】
特に過給ポート６の内端の一部がシリンダボア８から外側方にはみ出して配置されるので、吸気ポート４および排気ポート５の直径を全く犠牲にすることなく、過給ポート６の充分な大径化が可能となり、充分な過給量を得て、充填効率を効果的に高めることができる。またシリンダボア８を特別大径に形成する必要もないので、ノッキングを生じ易くすることもない。この場合、過給ポート６の内端を開閉する過給弁７ｃの一部もシリンダボア８から突出してシリンダブロック１ａの上面に対向するが、それらの対向面間には、過給弁７ｃの開閉ストロークより若干大きい間隙ｇが設けられるので、シリンダブロック１ａに干渉されることなく過給弁７ｃの開閉を行うことができる。しかも過給弁７ｃの開閉ストロークは、吸気弁７ｉや排気弁７ｅのそれよりもはるかに小さいので、前記間隙ｇの形成に伴う圧縮比の低下は比較的小さい。
【００２２】
吸気ポート４および排気ポート５の燃焼室３に開口する内端は、シリンダボア８の軸線Ｙと直交する直線Ｘに沿うとともに前記軸線Ｙを挟んで並ぶように配置され、また過給ポート６の内端は、その一部を吸気ポート４および排気ポート５の内端間に突入して配置されるので、過給ポート６の内端の一部をシリンダボア８外へはみ出させたことゝ相俟って、各ポート４，５，６は、互いに干渉し合うことなく充分な大径化が可能となり、充填効率および排気効率のさらなる向上に寄与することができる。
【００２３】
一方、点火栓１０の電極１０ａは、過給ポート６の内端と反対側で吸気ポート４および排気ポート５の内端間に突入して配置されるので、吸気ポート４、排気ポート５および過給ポート６に邪魔されることなく、該電極１０ａを燃焼室３の中心部に近接させることができ、これにより点火時に発生した火炎が燃焼室３の全周縁まで到達する伝播時間を極力短縮して、ノッキングの防止に寄与することができる。
【００２４】
また過給弁７ｃを利用して、該過給弁７ｃとピストン２のヘッド面一側部との間に燃焼室３の大なる第１スキッシュエリア１３が画成され、さらにシリンダヘッド１ｂとピストン２のヘッド面他側部との間に燃焼室３の第２スキッシュエリア１４が画成されるので、圧縮行程の終期において、燃焼室３内の混合気が第１および第２スキッシュエリア１３，１４で強力に圧縮されて燃焼室３の最深部３ａ側へ急速に押し出され、これにより燃焼室３内の混合気がよく攪拌されるので、点火時に火炎伝播速度が上がり、ノッキングの防止と希薄燃焼に寄与することができる。
【００２５】
また燃焼室３の最深部３ａは、シリンダボア８の軸線Ｙから点火栓１０側へオフセットして配置され、該最深部３ａに対応して凹部２ａがピストン２のヘッド面に形成されるので、点火時に該最深部３ａおよび凹部２ａにおいて火炎が容易に生成されるとともに、その火炎が該最深部３ａおよび凹部から燃焼室３の第１および第２スキッシュエリア１３，１４を含む周縁までスムーズに広がり、混合気の良好な燃焼状態を得ることができる。
【００２６】
次にコンプレッサＣについて説明すると、図４〜図９において、このコンプレッサＣは、左右両外側面に軸受ボス２１、２２を突出させたポンプシリンダ本体２０と、このポンプシリンダ本体２０のシリンダ孔２４に摺動自在に嵌合するポンプピストン２５と、このポンプピストン２５を駆動するポンプクランク軸２６とを備える。
【００２７】
ポンプシリンダ本体２０は、図７で示すように、左方の軸受ボス２１を前記エンジンＥにおけるシリンダヘッド１ｂの右側壁の取付孔２７に嵌合せしめた状態で、複数のボルト２８によりシリンダヘッド１ｂに結合される。
【００２８】
ポンプピストン２５はピストンリングを備えておらず、ポンプシリンダ本体２０のシリンダ孔２４内を直接摺動するようになっており、それらの摺動面には潤滑用のグリースが塗布される。
【００２９】
軸受ボス２１，２２は、ポンプシリンダ本体２０の内面に達する軸受孔２１ａ，２２ａを有しており、これらの軸受孔２１ａ，２２ａに装着されたボールベアリング２９，３０によりポンプクランク軸２６が支承される。しかもポンプクランク軸２６の一端は前記動弁カム軸１１にスプライン３１を介して結合される。また左方の軸受孔２１ａには、ボールベアリング２９の外方でポンプクランク軸２６の外周に密接するオイルシール３２が装着され、該オイルシール３２は、後述するリリーフ弁７５の開弁圧力に耐え得る程度の高圧型に構成されている。
【００３０】
右方の軸受孔２２ａには、ボールベアリング３０の外側面に隣接するシールプラグ３３が装着され、該シールプラグ３３を覆うキャップ３４が軸受ボス２２の外周に螺着される。
【００３１】
ポンプシリンダ本体２０におけるシリンダ孔２４の両端は、対をなす第１および第２ポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 により閉鎖され、これらのポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 との間に第１および第２ポンプ室３６1 ，３６2 を画成する第１および第２ピストンヘッド２５1 ，２５2 が、ポンプピストン２５の両端に形成される。
【００３２】
ポンプピストン２５には、両ピストンヘッド２５1 ，２５2 間を、第２ピストンヘッド２５2 側に偏倚して貫通する円形の作動室３７と、第１ピストンヘッド２５1 を横方向に貫通してピストンピン３９を支持するピストンピン孔３８とが設けられており、作動室３７にポンプクランク軸２６のクランクピン２６ａと、該クランクピン２６ａをピストンピン３９に連接するコンロッド４０とが収容される。
【００３３】
コンロッド４０において、クランクピン２６ａ側の端部には第１軸受孔４０ａが設けられ、またピストンピン３９側の端部には第２軸受孔４０ｂが設けられており、これらの軸受孔４０ａ，４０ｂに装着される第１および第２ニードルベアリング４１，４２により上記クランクピン２６ａおよびピストンピン３９がそれぞれ支承される。
【００３４】
コンロッド４０には、油溜まり４６が形成されるとともに、油溜まり４６を両軸受孔４０ａ，４０ｂにそれぞれ連通する油孔４７，４８が穿設される。
【００３５】
ポンプピストン２５は、その加工を容易にするために、前記作動室３７および前記ピストンピン孔３８間で二つのピストン半体２５ａ、２５ｂに分割されており、両ピストン半体２５ａ，２５ｂは複数のボルト４９により結合される。
【００３６】
第１および第２ポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 には、ポンプシリンダ本体２０との対向面に臨む嵌合孔５０，５０と、該嵌合孔５０よりも小径である環状の吐出室５１，５１と、該吐出室５１，５１に囲繞される横断面円形の吸入室５２，５２とがそれぞれ設けられており、両嵌合孔５０，５０にポンプシリンダ本体２０の両端部外周を嵌合せしめた状態で、複数の通しボルト５３…およびナット（図示せず）をもって両ポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 が相互に一体に結合される。
【００３７】
また両ポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 には、両吸入室５２，５２間を連通する第１連通管５５1 と、両吐出室５１，５１間を連通する第２連通管５５2 とが取付けられ、さらに第２ポンプシリンダヘッド２３2 には、吸入室５２をエンジンＥの図示しない吸気マニホールドの中間部に連通する吸入導管５６と、吐出室５１をエンジンＥの過給ポート６に連通する吐出導管５７とが接続される。
【００３８】
ポンプシリンダ本体２０および各ポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 間には、それらのポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 が備える嵌合孔５０，５０において弁装置５８が次のように設けられる。
【００３９】
すなわち図８および図９で示すように、弁装置５８は、環状の背板６０、薄肉の吸入弁板６１、弁座板６２および薄肉の吐出弁板６３を順次重ねて構成される。これらの部材６０，６１，６２，６３の外周は、ポンプシリンダ本体２０の端部外径と略同等の直径を有して円形に形成されている。
【００４０】
この弁装置５８は、背板６０をポンプシリンダ本体２０の端面側に配置して、ポンプシリンダ本体２０の端部とともに対応するポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 の嵌合孔５０内に嵌合され、ポンプシリンダ本体２０および各ポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 間に挟持される。その挟持力は、前述のように、通しボルト５３およびナットをもってポンプシリンダ本体２０を挟みながら第１および第２ポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 間を結合する結合力がそのまゝ利用される。
【００４１】
その際、各ポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 、吐出弁板６３および弁座板６２に設けられた第１位置決め孔６４1 に第１ノックピン６５1 が嵌合されるとともに、弁座板６２、吸入弁板６１および背板６０に設けられた第２位置決め孔６４2 に第２ノックピン６５2 が嵌合される。
【００４２】
弁座板６２には、３個で一組となる吸入孔６７…が、弁座板６２の中心に近接した位置で周方向に９０度ずつの間隔をあけて４組穿設されており、また７個で一組となる吐出孔６８…が、弁座板６２の外周に近接した位置で周方向に１８０度の間隔をあけて２組穿設される。
【００４３】
吸入弁板６１には、上記４組の吸入孔６７…に対応する４枚の吸入リード弁６１ａ…と、前記２組の吐出孔６８…をそれぞれ閉塞しないように囲む二個の円弧状長孔６９…とが設けられる。各吸入リード弁６１ａ…は、その基端を吸入弁板６１の外周に近接させるとともに先端を吸入弁板６１の中心に極力近接させるようにして吸入弁板６１の半径方向に延びるものであり、各吸入リード弁６１ａ…の外形に沿って吸入弁板６１にスリットを切ることにより形成される。
【００４４】
背板６０の内周には、上記各吸入リード弁６１ａ…の基端に対応する切欠き状の規制部６０ａ…が設けられ、これらの規制部６０ａ…により吸入リード弁６１ａ…の撓み支点が規制される。このように規制部６０ａ…を切欠き状に形成すると、吸入リード弁６１ａ…の撓み長さを、ポンプシリンダ本体２０のシリンダ孔２４の開口縁に邪魔されることなく極力長くすることができる。もし、その撓み長さを短くしたい場合には規制部６０ａを凸状に形成すればよい。
【００４５】
吐出弁板６３には、上記２組の吐出孔６８…に対応する２枚の吐出リード弁６３ａ…と、上記４組の吸入孔６７…を閉塞しないように囲む大径の円形孔７０とが設けられる。吐出リード弁６３ａ…は、その外形に沿って吐出弁板６３にスリットを切ることにより形成される。
【００４６】
また弁座板６２の上面には、上記円形孔７０を貫通して、対応するポンプシリンダヘッド２３1 ，２３2 の吸入室５２の内周面に嵌合する環状隔壁６２ａが一体に設けられており、この環状隔壁６２ａにより吸入室５２および吐出室５１間が仕切られる。
【００４７】
図５に示すように、ポンプシリンダ本体２０の側壁には、その外側面に開口する弁取付孔７１と、この弁取付孔７１の底壁を貫通するリリーフ孔７２とが設けられ、リリーフ孔７２を前記作動室３７に連通する環状溝７７が、ポンプシリンダ本体２０内周面のポンプピストン２５に対向する部分に形成される。
【００４８】
弁ハウジング７３は前記第１連通管５５1 の外周に気密に嵌合しており、弁ハウジング７３内を第１連通管５５1 内に連通する通孔７４が第１連通管５５1 の周壁に複数穿設される。弁ハウジング７３には、上記リリーフ孔７２を開閉し得るリリーフ弁７５と、該リリーフ弁７５を規定のセット荷重により閉じ方向へ付勢する弁ばね７６とが収容される。
【００４９】
なお図４において、各ポンプシリンダヘッド２３1 、２３2 に設けられて吸入室５２に達する検査孔８０は、通常はボルト８１で閉鎖されている。
【００５０】
而して、エンジンＥの運転中、動弁カム軸１１によりコンプレッサＣのポンプクランク軸２６が駆動されると、コンロッド４０を介してポンプピストン２５が往復動を強制的に与えられ、これに伴い第１および第２ポンプ室３６1 ，３６2 において減圧と加圧が交互に繰り返される。
【００５１】
第１ポンプ室３６1 の減圧時には、吐出リード弁６３ａ…による吐出孔６８…の閉鎖ならびに吸入リード弁６１ａ…による吸入孔６７…の開放により、エンジンＥの図示しない吸気マニホールド内の空気が、吸入導管５６から第１連通管５５1 、吸入室５２および吸入孔６７を順次経て該ポンプ室３６1 に吸入される。また該ポンプ室３６1 の加圧時には、吸入リード弁６１ａ…による吸入孔６７…の閉鎖ならびに吐出リード弁６３ａ…による吐出孔６８…の開放により、ポンプ室３６1 の加圧空気が吐出孔６８から吐出室５１、第２連通管５５2 および吐出導管５７を順次経てエンジンＥの過給ポート６へ供給される。
【００５２】
また第２ポンプ室３６2 の減圧時には、第１ポンプ室３６1 の場合と同様な吐出リード弁６３ａ…の閉弁および吸入リード弁６１ａ…の開弁により、エンジンＥの吸気マニホールド内の空気が、吸入導管５６から、第１連通管５５1 を経ることなく、吸入室５２、吸入孔６７およびポンプ室３６2 へと吸入される。また該ポンプ室３６2 の加圧時には、第１ポンプ室３６1 の場合と同様な吸入リード弁６１ａ…の閉弁および吐出リード弁６３ａ…の開弁により、該ポンプ室３６2 の加圧空気が吐出孔６８から吐出室５１へ、そして第２連通管５５2 を経ることなく吐出導管５７へと吐出され、エンジンＥの過給ポート６へ供給される。
【００５３】
ところで、コンプレッサＣにおいては、一個のポンプピストン２５により第１および第２ポンプ室３６1 ，３６2 を交互に作動させるので、総合単位吐出量当たりのポンプピストン２５各部の寸法を小さくして、コンプレッサＣのコンパクト化を大いに図ることができる。
【００５４】
またポンプクランク軸２６はポンプシリンダ本体２０の両側壁に一対のボールベアリング２９，３０を介して支承されるので、高剛性のポンプシリンダ本体２０によりポンプクランク軸２６の支持を強固に行うことができる。
【００５５】
またポンプピストン２５は、コンロッド４０を介してポンプクランク軸２６から駆動されるので、ポンプクランク軸２６の回転中、ピストンピン３９に対するコンロッド４０の揺動速度の変化は滑らかであり、したがって、図１１に示すように、ピストンピン３９を支持するニードルベアリング４２の回転速度の変化も常に滑らかとなり、その耐久性を高めることができる。
【００５６】
またポンプピストン２５は、ピストンリングを備えずにポンプシリンダ本体２０のシリンダ孔２４内を直接摺動するので、その摺動抵抗による動力損失を小さく抑えることができる。しかしながら、ピストンリングを持たないことから、各ポンプ室３６1 ，３６2 の高圧空気がポンプピストン２５とシリンダ孔２４内面との微小間隙を通って作動室３７にリークすることは避けられないが、むしろ、このリークを利用して作動室３７を昇圧させることにより、第１および第２ポンプ室３６1 ，３６2 の加圧時の圧力と、作動室３７の圧力との差を減少させる。その結果、作動室３７への気体のリーク量が減少し、各ポンプ室３６1 ，３６2 の作動効率を高めることができる。
【００５７】
作動室３７の内圧が規定圧力以上に昇圧した場合には、リリーフ弁７５が開弁して作動室３７の過剰圧力を低圧の第１連通管５５1 へ放出するので、作動室３７の過度の昇圧を防止して、オイルシール３２その他のシール部の耐久性を高めることができるとともに、作動室３７からエンジンＥのシリンダヘッド１ｂへの気体のリークを防ぐことができる。そして、第１連通管５５1 へ放出された気体は、第１および第２ポンプ室３６1 ，３６2 に再び吸入されていくから、外部に放出されることがなく、無駄がない。
【００５８】
次にエンジンＥおよびコンプレッサＣの潤滑装置について図１２〜図１４を参照しながら説明する。
【００５９】
先ず図１２および図１３において、エンジンＥの潤滑装置は、従来普通のように、潤滑油を貯留するオイルパン８３と、このオイルパン８３からストレーナ８４を通して潤滑油を吸い上げるプランジャ型の第１潤滑ポンプＰ1 と、この第１潤滑ポンプＰ1 の吐出した潤滑油をエンジン内部の潤滑部８６（ピストン、クランク軸、動弁機構等）に誘導する加圧油路８７ａと、潤滑部８６の潤滑を終えた潤滑油をオイルパン８３に戻す低圧油路８７ｂとを備えおり、その加圧油路８７ａおよび低圧油路８７ｂにより、エンジン用潤滑油路８７が構成される。
【００６０】
次にコンプレッサＣの潤滑装置について説明すると、上記エンジン用潤滑油路８７には、潤滑部８６を迂回するバイパス油路８８が接続され、このバイパス油路８８の途中から分岐したコンプレッサ用潤滑油路８９がプランジャ型の第２潤滑ポンプＰ2 を介してコンプレッサＣに接続される。前記バイパス油路８８の上流部にはオリフィス９０が設けられ、加圧油路８７ａからバイパス油路８８に必要以上の潤滑油が流れ込むのを規制するとともに、バイパス油路８８に適正油圧を確保するようになっている。
【００６１】
第２潤滑ポンプＰ2 は、コンプレッサＣのポンプシリンダ本体２０の外側面に固着されるポンプ本体９２と、このポンプ本体９２のシリンダ孔９２ａに摺動自在に嵌装されてポンプ室９３を画成するプランジャ９１と、ポンプ本体９２の上面に取付けられて励磁時、可動コア９４を介してプランジャ９１に吐出動作を与えるソレノイド９５と、リテーナ９６を介してプランジャ９１を吸入動作方向に付勢する戻しばね９７とを備え、エンジンＥの前記第１潤滑ポンプＰ1 よりも小容量型に構成される。
【００６２】
ポンプ本体９２には、前記コンプレッサ用潤滑油路８９をポンプ室９３に連通する吸入ポート９８と、ポンプ室９３をコンプレッサＣのポンプシリンダ本体２０のポンプピストン２５に対向する内周面、特に前記環状溝７７に連通する吐出ポート９９とが設けられ、この吸入ポート９８および吐出ポート９９に吸入弁１００および吐出弁１０１がそれぞれ装着される。
【００６３】
ポンプ本体９２には、ソレノイド９５を覆うカバー１０２が接合され、このカバー１０２に可動コア９４を介してプランジャ９１の作動ストロークを調節する調節ボルト１０３（ストローク調節手段）が螺着される。したがって、調節ボルト１０３を進退させてプランジャ９１の作動ストロークを調節すれば、プランジャ９１の作動周期を変更せずに、潤滑油の吐出量を加減することができ、エンジンＥの容量および用途等の変更や、環境等の変化に容易に対応することができる。
【００６４】
上記調節ボルト１０３には、該ボルト１０３に対する可動コア９４の当接・離間に応じてオン・オフするセンサとしての近接スイッチ１２０が埋設されており、この近接スイッチ１２０と電源１２１とを結ぶ電気回路にエンジンＥの点火スイッチに連動するエンジン作動検知スイッチ１２３と、表示ランプ１２２とが直列に接続される。エンジンＥの運転中は、エンジン作動検知スイッチ１２３が閉じられるので、第２潤滑ポンプＰ2 が正常に作動していれば、可動コア９４の往復動に伴い近接スイッチ１２０がオン、オフし、表示ランプ１２２を点滅させることになる。一方、エンジンＥの運転中にもかかわらず、第２潤滑ポンプＰ2 が故障して作動しなければ、近接スイッチ１２０はオンまたはオフ状態に留まり、表示ランプ１２２を点灯または消灯状態に保持することになる。したがって、表示ランプ１２２の状態をチェックすることにより、第２潤滑ポンプＰ2 の正常、異状を確認することができる。
【００６５】
前記コンプレッサ用潤滑油路８９は、油溜まり機能を持つべく所定の容積が付与され、且つ上方の入口と下方の出口間に所定の落差Ｈが設けられる。このコンプレッサ用潤滑油路８９の入口側には、濾過面をバイパス油路８８内のエンジン用潤滑油の流れに曝すようにしてフィルタ１０４が装着される。
【００６６】
而して、エンジンＥの運転中、第１潤滑ポンプＰ1 が吐出した潤滑油の多くは加圧油路８７ａを通して潤滑部８６に供給されるが、一部はオリフィス９０により流量を規制されながらバイパス油路８８に流れ、その一部はコンプレッサ用潤滑油路８９側へ流れ、残余はバイパス油路８８の通過後に、潤滑部８６の潤滑を終えた潤滑油と低圧油路８７ｂで合流してオイルパン８３へと還流する。
【００６７】
この間、第２潤滑ポンプＰ2 では、ソレノイド９５の励磁、消磁の繰返しによりプランジャ９１が往復動、すなわちポンプ動作を行うもので、その吸入行程時、コンプレッサ用潤滑油路８９から潤滑をポンプ室９３に吸入し、吐出行程時、その潤滑油を吐出ポート９９からポンプシリンダ本体２０内周面の環状溝７７に供給する。
【００６８】
該環状溝７７は、ポンプピストン２５の外周面との間で油溜まりを形成することになり、この油溜まりに保持された潤滑油によりポンプシリンダ本体２０およびポンプピストン２５相互の摺動面は効果的に潤滑される。
【００６９】
この他、環状溝７７に供給された潤滑油は、ポンプピストン２５の作動室３７にも流入し、ポンプピストン２５の往復運動により飛散されて、ポンプクランク軸２６を支持するボールベアリング２９，３０を潤滑し、またコンロッド４０の油溜まり４６に保持されるとともに油孔４７，４８を通して、クランクピン２６ａおよびピストンピン３９をそれぞれ支持するニードルベアリング４１，４２を潤滑する。
【００７０】
これらの潤滑油は、ポンプピストン２５の往復動に伴い、ポンプシリンダ本体２０およびポンプピストン２５の摺動動面間隙を通して第１および第２ポンプ室３６1 ，３６2 にわずかずつ漏出し、過給空気とともにエンジンＥに供給されて消費される。
【００７１】
ところで、バイパス油路８８では潤滑油が常時流れていて、気泡の滞留が起こらないから、気泡を含まない潤滑油をフィルタ１０４で濾過しながらコンプレッサ用潤滑油路８９に引き込むことができる。しかも、そのコンプレッサ用潤滑油路８９は、油溜まり機能を持ちつゝ入口を上向きにして配置されるので、コンプレッサ用潤滑油路８９での潤滑油の流れが少ないことから、その油中に気泡が発生しても、その気泡は直ちにコンプレッサ用潤滑油路８９を上昇してバイパス油路８８へ移り、そこを通過する潤滑油とともにオイルパン８３へ排出される。またエンジン用潤滑油路８７で発生した比較的大きい気泡は、フィルタ１０４によりコンプレッサ用潤滑油路８９への侵入が阻止される。したがって、第２潤滑ポンプＰ2 は、コンプレッサ用潤滑油路８９から常に気泡の無い適正量の潤滑油をコンプレッサＣに供給し、それを的確に潤滑することができる。
【００７２】
その上、フィルタ１０４の濾過面は、バイパス油路８８のエンジン用潤滑油の流れに曝されているから、その流れにより常に清掃されて異物が堆積することはなく、所謂セルフクリーニング効果が得られ、濾過面の目詰まりによる第２潤滑ポンプＰ2 の吸入量の減少を未然に防ぐことができる。
【００７３】
またコンプレッサ用潤滑油路８９の上方の入口と下方の出口間に所定の落差Ｈが設けられているので、コンプレッサＣの吸入ポート９８には、コンプレッサ用潤滑油路８９内の潤滑油の自重が加わることになり、第２潤滑ポンプＰ2 は、その作動開始と同時に潤滑油をコンプレッサＣに遅れなく供給することができる。なおコンプレッサＣは、エンジン形態に合わせて搭載角度を変更し得るが、これに応じて第２潤滑ポンプＰ2 および各油路の形態も変更可能である。
【００７４】
図１４において、第２潤滑ポンプＰ2 の作動は制御ユニット１０６1 により制御されるが、この制御ユニット１０６1 は、エンジンＥに燃料を噴射するための燃料噴射弁１０５の作動をも制御するものである。
【００７５】
制御ユニット１０６1 は、燃料噴射弁１０５の燃料噴射量をエンジンＥの運転状態に応じて演算する燃料噴射量演算手段１０７と、該燃料噴射量演算手段１０７で演算された燃料噴射量に基づいて燃料噴射弁１０５を駆動する燃料噴射弁駆動手段１０８と、前記燃料噴射量演算手段１０７で演算された燃料噴射量を積算するとともにその積算値が設定噴射量を超える毎に駆動指令信号を出力する燃料噴射量積算手段１０９と、エンジンＥの始動を判断するとともにエンジンＥの始動時には駆動指令信号を出力する始動判断手段１１０と、該始動判断手段１１０および前記燃料噴射量積算手段１０９から駆動指令信号が入力されるのに応じて第２潤滑ポンプＰ2 を駆動するポンプ駆動手段１１１1 とを備える。
【００７６】
燃料噴射量演算手段１０７には、エンジン回転数ＮE 、スロットル開度θTH、吸気圧ＰB 、エンジン冷却水温ＴW 、大気温ＴA および大気圧ＰA が入力されており、燃料噴射量演算手段１０７は、燃料噴射弁１０５による燃料噴射量に対応するものとして該燃料噴射弁１０５の噴射時間ＴｉＭを（ＴｉＭ＝ＴｉＭＭ×Ｋ）として演算する。
【００７７】
ここでＴｉＭＭは、エンジン回転数ＮE と、エンジン負荷としてのスロットル開度θTHとに応じて予め定められたマップにより得られる基本燃料噴射時間であり、Ｋは、吸気圧ＰB 、大気圧ＰA 、大気温ＴA およびエンジン冷却水温ＴW に基づく補正項である。なおエンジン負荷としての吸気圧ＰB と、エンジン回転数ＮE とに応じた基本燃料噴射時間ＴｉＭＭのマップを予め定めておき、補正項Ｋを、大気圧ＰA 、大気温ＴA およびエンジン冷却水温ＴW に基づいて定めるようにしてもよく、いずれにしても燃料噴射量演算手段１０７は、エンジン回転数ＮE およびエンジン負荷に基づく基本燃料噴射量としての基本燃料噴射時間ＴｉＭＭを、少なくとも大気圧ＰA 、大気温ＴA およびエンジン冷却水温ＴW に基づいて補正して、燃料噴射量に対応した燃焼噴射時間ＴｉＭを定めることになる。
【００７８】
燃料噴射量積算手段１０９では、図１５で示す手順に従う処理が実行されるものであり、ステップＳ１では、燃料噴射量演算手段１０７で得られた燃料噴射量に対応した燃料噴射時間を積算することにより、燃料噴射量に対応した燃料噴射時間の積算値が得られる。
【００７９】
ステップＳ２では、燃料噴射量に対応した燃料噴射時間の積算値が設定噴射量に対応した設定時間を超えるか否かを判定し、超えたときにはステップＳ３でフラグＦＵを「１」に定めて駆動指令信号を出力し、ステップＳ４で積算値をクリアする。
【００８０】
始動判断手段１１０は、エンジン作動検知スイッチ１２３のオン・オフ信号およびエンジン回転数ＮE に基づいてエンジンＥの始動を判断するものであり、エンジン作動検知スイッチ１２３がオン状態で、エンジン回転数ＮE が設定回転数以上となるのに応じてエンジンＥが始動したと判断し、その始動判断に応じて、フラグＦＳを「１」と定めた駆動指令信号を出力する。
【００８１】
ポンプ駆動手段１１１1 は、燃料噴射量積算手段１０９からの駆動指令信号ならびに始動判断手段１１０からの駆動指令信号に応じて、図１６で示す手順に従って第２潤滑ポンプＰ2 を駆動するものであり、ステップＳ１１では、フラグＦＳが「１」であるか否か、すなわち始動判断手段１１０がエンジンＥの始動判断に基づいて駆動指令信号を出力しているか否かを判断する。
【００８２】
ステップＳ１においてＦＳ＝１であると判定したとき、すなわちエンジンＥの始動に応じて始動判断手段１１０から口道指令信号が出力されているときには、ステップＳ１２でフラグＦＳを「０」に設定した後に、ステップＳ１３において第２潤滑ポンプＰ2 のソレノイド９５に通電して第２潤滑ポンプＰ2 を駆動せしめる。
【００８３】
ステップＳ１１でＦＳ＝０であると判定したとき、すなわちエンジンＥの始動前、ならびにエンジンＥの始動後であってもステップＳ１２でＦＳ＝Ｏと設定された後の処理では、ステップＳ１４においてフラグＦＵが「１」であるか否かを判断する。このフラグＦＵは、燃料噴射量積算手段１０９が、燃料噴射量の積算値が設定噴射量を超えたと判断するのに応じて駆動指令信号を出力したときに「１」となるので、ステップＳ１４は、燃料噴射量の積算値が設定噴射量を超えたか否かを判断する処理ステップである。
【００８４】
ステップＳ１４において、ＦＵ＝１であると判定したときには、ステップＳ１５においてフラグＦＵを「０」に設定し、ステップＳ１６でタイマをセットした後にステップＳ１３に進むことになる。
【００８５】
またステップＳ１４でＦＵ＝０であると判定したときには、ステップＳ１４からステップＳ１７に進み、このステップＳ１７では、タイマによる計時時間が設定時間を経過したか否かを判断し、設定時間が経過する前の状態では、ステップＳ１８で第２潤滑ポンプＰ2 のソレノイド９５への通電を継続し、設定時間が経過したとステップＳ１７で判断したときにはステップＳ１９において前記ソレノイド９５への通電を停止する。
【００８６】
このようなポンプ駆動手段１１１1 によれば、始動判断手段１１０がエンジンＥが始動したと判断するのに応じて１回の演算処理サイクル時間に対応する時間だけ第２潤滑ポンプＰ2 が１回だけ駆動され、また燃料噴射弁１０５の燃料噴射量の積算値が設定噴射量を超える毎に設定時間だけ持続して第２潤滑ポンプＰ2 が駆動されることになる。
【００８７】
このような第２潤滑ポンプＰ2 の駆動制御によれば、エンジン用補機であるコンプレッサＣの仕事量に対応して第２潤滑ポンプＰ2 による給油インターバルを変化させるようにして、コンプレッサＣに潤滑油を無駄なく適正量だけ潤滑油を供給することができる。すなわちエンジンＥに連動するコンプレッサＣの仕事量は燃料噴射弁１０５の燃料噴射量に対応するので、燃料噴射量の積算値はコンプレッサＣの仕事量の積算値に対応したものであり、燃料噴射量の積算値が設定噴射量を超える毎に第２潤滑ポンプＰ2 を設定時間だけ駆動することにより、コンプレッサＣの仕事量が小さいときでもコンプレッサＣに無駄な潤滑油が供給されることを回避しつつ、コンプレッサＣの仕事量に適確に対応させて第２潤滑ポンプＰ2 の駆動を制御することができる。しかも燃料噴射弁１０５を備えるエンジンＥは、燃料噴射弁１０５の燃料噴射量をエンジンＥの運転状態に応じて演算する燃料噴射量演算手段１０７を必ず備えるものであり、その燃料噴射量演算手段１０７の演算値を用いて第２潤滑ポンプＰ2 の駆動を制御するので、第２潤滑ポンプＰ2 の駆動制御にあたって検出器等を新たに追加することを極力避けつつ燃料噴射制御装置を有効に利用することができる。
【００８８】
しかも過給用のコンプレッサＣの仕事量が小さいときにも潤滑油が無駄に供給されることがないので、コンプレッサＣからエンジンＥへの吸気中への潤滑油の混合を最小に抑えることができる。
【００８９】
また燃料噴射量演算手段１０７は、エンジンＥのエンジン回転数ＮE および負荷に基づく基本燃料噴射量を、少なくとも大気圧ＰA 、大気温ＴA およびエンジン冷却水温ＴW に基づいて補正して燃料噴射量を定めるので、エンジンＥの運転状態すなわちコンプレッサＣの作動状態により適合した適切な量の潤滑油をコンプレッサＣに供給することができる。
【００９０】
さらにエンジンＥの始動が始動判断手段１１０で判断され、エンジンＥの始動時には該始動判断手段１１０から駆動指令信号がしゅつりょくされるのに応じて、第２潤滑ポンプＰ2 が１回だけ駆動されるので、エンジンＥが始動してからコンプレッサＣに所定量の潤滑油が給油されることになり、潤滑遅れが生じることを防止することができる。しかも点火スイッチオンに応じて第２潤滑ポンプＰ2 の駆動を開始するものではないので、点火スイッチのオン・オフによる無駄な潤滑油供給がなされることはない。
【００９１】
図１７は本発明の実施例を示すものであり、上記参考例に対応する部分には同一の参照符号を付す。
【００９２】
第２潤滑ポンプＰ2 および燃料噴射弁１０５の作動は制御ユニット１０６2 により制御されるものであり、この制御ユニット１０６2 は、燃料噴射弁１０５の燃料噴射量をエンジンＥの運転状態に応じて演算する燃料噴射量演算手段１０７と、該燃料噴射量演算手段１０７で演算された燃料噴射量に基づいて燃料噴射弁１０５を駆動する燃料噴射弁駆動手段１０８と、コンプレッサＣの仕事量を演算する仕事量演算手段１１３と、該仕事量演算手段１１３で演算された仕事量を積算するとともにその積算値が設定仕事量を超える毎に駆動指令信号を出力する仕事量積算手段１１４と、エンジンＥの始動を判断するとともにエンジンＥの始動時には駆動指令信号を出力する始動判断手段１１０と、該始動判断手段１１０および前記仕事量積算手段１１４から駆動指令信号が入力されるのに応じて第２潤滑ポンプＰ2 を駆動するポンプ駆動手段１１１2 とを備える。
【００９３】
仕事量演算手段１１３には、コンプレッサＣの吸入圧ＰS 、吐出圧ＰC およびエンジン回転数ＮE が入力される。而して仕事量演算手段１１３には、吐出圧ＰC から吸入圧ＰS を減算して得られる差圧と、コンプレッサＣの回転数すなわちエンジンＥの回転数の１／２に対応した仕事量のマップが予め設定されており、仕事量演算手段１１３は、コンプレッサＣの吸入圧ＰS 、吐出圧ＰC およびエンジン回転数ＮE に基づいて前記マップにより仕事量を演算する。
【００９４】
仕事量積算手段１１４は、仕事量演算手段１１３で演算された仕事量を積算するとともにその積算値が設定仕事量を超える毎に駆動指令信号を出力するものである。
【００９５】
またポンプ駆動手段１１１2 は、始動判断手段１１０がエンジンＥが始動したと判断するのに応じて１回だけ第２潤滑ポンプＰ2 を駆動するとともに、コンプレッサＣの仕事量の積算値が設定仕事量を超える毎に設定時間だけ持続して第２潤滑ポンプＰ2 を駆動する。
【００９６】
この実施例によれば、コンプレッサＣの仕事量に対応して第２潤滑ポンプＰ2 による給油インターバルを変化させるようにして、コンプレッサＣに潤滑油を無駄なく適正量だけ潤滑油を供給することができる。
【００９７】
以上、参考例および本発明の実施例を詳述したが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行なうことが可能である。
【００９８】
【発明の効果】
以上のように請求項１記載の発明によれば、コンプレッサの仕事量に対応して潤滑ポンプによる給油インターバルを変化させるようにして、コンプレッサに潤滑油を無駄なく適正量だけ潤滑油を供給することができる。
【００９９】
また請求項２記載の発明によれば、潤滑遅れが生じることを防止することができるとともに、点火スイッチのオン・オフによる無駄な潤滑油供給がなされることはない。
【図面の簡単な説明】
【図１】  参考例における自動二輪車用過給式エンジンの縦断側面図
【図２】  図１の２−２線断面図
【図３】  図１の３−３線断面図
【図４】  コンプレッサの拡大縦断側面図
【図５】  図４の５−５線断面図
【図６】  図５の６−６線断面図
【図７】  図４の７矢視図
【図８】  コンプレッサの要部分解平面図
【図９】  コンプレッサの要部分解縦断面図
【図１０】  エンジンの吸気弁、排気弁および過給弁の開閉タイミングならびにコンプレッサのポンプピストンの作動タイミングを示す線図
【図１１】  コンプレッサにおけるポンプピストン側のニードルベアリングの回転速度変化を示す線図
【図１２】  コンプレッサに潤滑油を供給する潤滑ポンプの縦断面図
【図１３】  図１２の１３−１３線断面図
【図１４】  潤滑ポンプおよび燃料噴射弁を駆動する制御ユニットの構成を示すブロック図
【図１５】  燃料噴射量積算手段での処理手順を示すフローチャート
【図１６】  ポンプ駆動手段での処理手順を示すフローチャート
【図１７】  本発明の実施例の、図１４に対応したブロック図
【符号の説明】
１０５・・・燃料噴射弁
１０７・・・燃料噴射量演算手段
１０９・・・燃料噴射量積算手段
１１０・・・始動判断手段
１１１2 ・・ポンプ駆動手段
１１３・・・仕事量演算手段
１１４・・・仕事量積算手段
Ｃ・・・・・コンプレッサ
Ｅ・・・・・エンジン
Ｐ2 ・・・・潤滑ポンプ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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