JP2005090369A - 混合気を圧縮自着火させる自着火運転が可能な２サイクル式内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】 予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式内燃機関において、高回転高負荷条件での運転を可能とする。
【解決手段】 シリンダヘッド１３０に、少なくとも３つの排気口の開閉を行う少なくとも３つの排気弁１３２が設けられ、排気弁１３２は、シリンダ１４２の中心軸の周囲に、互いの間隔が均等になるように配置されている。ピストン１５２の上下動によってシリンダ１４２に面する開口部が開閉する掃気ポート１４６、１４８がシリンダ１４２の周壁に接続されている。
【選択図】 図３

Description

本発明は、燃焼室内で燃料と空気との混合気を圧縮して自着火させる自着火運転が可能な２サイクル式内燃機関に関する。

内燃機関は、比較的小型でありながら大きな動力を発生させることができるので、自動車や、船舶、航空機など種々の移動手段の動力源として、あるいは工場などの定置式の動力発生源として広く使用されている。これら内燃機関はいずれも、燃焼室内で燃料を燃焼させ、このときに発生する圧力を、機械的仕事に変換して出力することを動作原理としている。

ここで、燃料を燃焼させるために現在採用されている方式は、次の２つの方式に大別される。１つ目の方式は、通常のガソリンエンジンのように、燃焼室内に燃料と空気との混合気を予め形成しておき、この混合気中で火花を飛ばして燃焼させる方式である。火花を飛ばして混合気の一部に着火すると、火炎が周囲の混合気に速やかに燃え広がるので、燃焼室全体の混合気を燃焼させることができる。こうした燃焼方式は、燃焼室内に予め形成しておいた混合気に火花を飛ばして点火することから、「予混合火花点火燃焼方式」と呼ばれる。２つ目の燃焼方式は、通常のディーゼルエンジンのように、燃焼室内で空気を高圧に圧縮し、この圧縮空気中に燃料液滴を噴射して燃焼させる方式である。圧縮された空気は高温となっているので、燃焼室内に噴射された燃料液滴の表面からは直ちに燃料が蒸発し、周囲の高温高圧の空気と混合して自着火する。この自着火による影響でさらに燃料液滴の蒸発が促進されて、燃料液滴全体の燃焼を速やかに完了させることができる。こうした燃焼方式は、圧縮されて高温となった空気中で、燃料液滴から燃料蒸気が拡散しながら自着火によって燃焼が開始されるので、「圧縮自着火拡散燃焼方式」あるいは単に「拡散燃焼方式」と呼ばれる。

近年では、地球環境を保護するために、混合気の燃焼によって内燃機関から排出される大気汚染物質の排出量を低減させることが、強く要請されるようになってきた。また、地球の温暖化要因となる二酸化炭素の排出量を低減する観点から、あるいは内燃機関の運転コストを低減させるために、燃料消費量のさらなる低減が強く要請されるようになってきた。

これらの要請に応えるべく、内燃機関は種々の局面で改良および研究が行われているが、予混合火花点火燃焼方式あるいは拡散燃焼方式に代わる新たな燃焼方式も模索されている。このような新たな燃焼方式の一つとして、燃焼室内に混合気を形成しておき、これを圧縮して自着火させる燃焼方式（本明細書では、この燃焼方式を「予混合圧縮自着火燃焼方式」と呼ぶ）がある（例えば、特許文献１）。予混合圧縮自着火燃焼方式は、超リーン混合気を高圧縮比で圧縮し、一気に自着火燃焼させて短時間に燃焼を完了させる燃焼方式である。予混合圧縮自着火燃焼方式を採用した内燃機関は、等容度の向上、空気過剰率の増加、比熱の低下の３つの要因により、原理的には、排気ガス中に含まれる大気汚染物質の排出量と燃料消費量とを同時に、しかも大幅に低減することが可能と考えられている。

特開２００１−３０４０１４号公報 特開平４−３５８７６５号公報 特開平５−０４４４７９号公報 特開２００２−００４８６５号公報 特開平５−０６５８６０号公報

特に２サイクル式内燃機関は、燃焼中に発生した高温の燃焼ガスを、次のサイクルに利用することができるため、自着火運転を行うことができる運転領域を広く設定することができる。従って、２サイクル式内燃機関において予混合自着火燃焼方式を採用すれば、上述した大気汚染物質排出量と燃料消費量とを低減する効果をより大きく得ることができると考えられる。

しかし、予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式内燃機関は、高回転高負荷条件で運転すると強い過早着火による大きな燃焼音が発生してしまい、内燃機関を広い負荷範囲で運転することができないという問題がある。すなわち、高回転高負荷条件時には掃気不十分となり、不必要な燃焼ガスが燃焼室内に残留して過早着火を起こしてしまい、大きな燃焼音が発生する恐れがある。このため、予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式内燃機関は、高回転高負荷条件では運転することが困難であるという問題がある。

本発明は、上述した従来の課題を解決するためになされたものであり、予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式内燃機関において、高回転高負荷条件での運転を可能とする技術を提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明の内燃機関は、予混合圧縮自着火運転が可能な２サイクル式内燃機関であって、
シリンダとピストンとで構成される燃焼室と、
前記シリンダのシリンダヘッド部に設けられ、少なくとも３つの排気口の開閉を行う少なくとも３つの排気弁と、
前記シリンダの周壁に接続され、前記ピストンの上下動によって前記シリンダに面する開口部が開閉する少なくとも１つの掃気ポートと、
を備え、
前記排気弁は、前記シリンダの中心軸の周囲に、互いの間隔が均等になるように配置されている、ことを特徴とする。

この内燃機関は、少なくとも３個の排気弁を備えており、排気弁面積を過大とすることなく弁のカーテン面積（弁開口時の弁周囲の開口面積）を大きくとることができる。さらに、排気弁のそれぞれがシリンダの中心軸の周囲に均等間隔に配置されているため、シリンダ径に対して最大のカーテン面積をとることができる。従って、自着火燃焼による高い筒内圧時の排気弁駆動動力を抑制しつつ燃焼ガスを効率よく排出することができ、高回転高負荷領域まで自着火運転領域を拡大することが可能である。また、掃気ポートの開口部（掃気口）と排気口との距離が比較的離れているため、掃気行程における新気や噴射燃料の吹き抜けを抑制することができ、過給損失による燃費悪化を防止すると共に、シリンダ内の混合気が十分リーンとならずに過早着火を引き起こすことを防止することができる。

上記内燃機関において、前記掃気ポートの少なくとも１つは、前記シリンダ内にスワールを生成するように形成されているとしてもよい。

この構成によれば、スワールによって、燃焼室内の燃焼ガスをシリンダヘッド近くにまんべんなく導くことができ、シリンダの中心軸の周囲に均等間隔に配置されている排気弁からより効率よく排気を行うことができる。また、掃気ポートから排気弁に直接向かう気流を伴わないため、新気や噴射燃料の吹き抜けを抑制することができる。

上記内燃機関において、さらに、前記掃気ポートの少なくとも１つの開口部近傍に、前記掃気ポート内に燃料を噴射する燃料噴射弁を備えることとしてもよい。

この構成によれば、掃気ポート内に噴射された燃料が、燃焼室内に運ばれる間に吸入空気との混合が進むので、燃料と吸入空気とが均一に分散した混合気を燃焼室内に形成することができ、良好な自着火運転を行うことができる。また、安価で信頼性の高い低圧燃料噴射弁を用いることができる。

上記内燃機関において、さらに、前記少なくとも３つの排気弁を同時に駆動する少なくとも１つの駆動アームを備え、前記少なくとも３つの排気弁は、その中心軸が互いに平行となるように設置されていることとしてもよい。

この構成によれば、１つの駆動アームで３つ以上の排気弁を駆動させることができ、コストダウン、搭載性の向上および運動部品の軽量化を図ることができる。特に２サイクル式エンジンは、４サイクル式エンジンに比べて動弁系の動作頻度が２倍であり、弁のサージング限界により最大回転数が抑えられがちであるが、運動部品の軽量化により、サージング限界回転数を高くすることができる。

上記内燃機関において、ストローク・ボア比の値が１．２以上のロングストロークであるとしてもよい。

高圧縮比で高筒内圧となる予混合圧縮自着火運転を行う内燃機関において、ストローク・ボア比の値を１．２以上に設定してロングストロークとすれば、ピストン頂部面積が減少し、ピストン頂面に作用する圧力が軽減され、部品の軽量化や信頼性の向上を図ることができる。また燃焼室の表面積と容積の比（Ｓ／Ｖ比）が小さくなり、冷却損失を抑制して燃費を向上させることができる。さらに、高圧縮比運転を行うために燃焼室容積が小さい予混合圧縮自着火燃焼方式内燃機関において、ピストンとシリンダヘッドとのクリアランスを十分に確保でき、気流の妨げやＳ／Ｖ比の悪化につながるバルブリセスの設置を不要とすることができる。

上記内燃機関において、さらに、前記掃気ポートを少なくとも２つ備え、前記掃気ポートの少なくとも１つは、前記掃気ポートを開閉することができる開閉機構を備えており、前記内燃機関は、さらに、前記内燃機関の回転数および負荷に応じて前記開閉機構の開閉制御を行う制御部を備えることとしてもよい。

この構成によれば、掃気ポートの有効開口面積を可変とすることができ、内燃機関の回転数および負荷に応じて適切な開口面積に設定するような制御を行うことができる。

また、前記制御部は、低回転低負荷運転時には前記開閉機構を閉じる制御を行い、高回転高負荷運転時には前記開閉機構を開ける制御を行うこととしてもよい。

このようにすれば、低回転低負荷運転時には、掃気ポートの有効開口面積を小さくして新気の流入速度を大きくし、残留ガスと混合気とのミキシングを促進し、安定した予混合圧縮自着火燃焼を得ることができる。一方、高回転高負荷運転時には、掃気ポートの有効開口面積を大きくし、速やかに残留ガスを排出することによって、過早着火を起こすことなく予混合圧縮自着火燃焼を行うことができる。

また、前記少なくとも２つの掃気ポートは、前記開閉機構を備えていないとともに前記シリンダ内にスワールを生成するように形成された第１の掃気ポートと、前記開閉機構を備えるとともに前記シリンダ内に上昇気流を生成するように斜め方向に形成された第２の掃気ポートと、を含むこととしてもよい。

このようにすれば、低回転低負荷運転時には、第１の掃気ポートからの掃気流がスワールを生成するため、混合気のミキシングを促進することができる。また、比較的温度の低い新気が燃焼室外周部に、比較的高温の残留ガスが燃焼室中央部にそれぞれ導かれるため、新気は燃焼室壁面から熱をもらって残留ガスの温度低下を抑制し、安定した予混合圧縮自着火燃焼を得ることができる。一方、高回転高負荷運転時には、第２の掃気ポートからの掃気流が加わり、燃焼室中央部をシリンダヘッド方向に向かって上昇する気流を生成するため、燃焼室中央下部に残りやすい残留ガスを効率よく排出することができ、過早着火を起こすことなく予混合圧縮自着火燃焼を行うことができる。

また、前記第１の掃気ポートは、前記シリンダの中心軸からずれた方向に向かって前記シリンダに接続されている接線ポートであり、前記第２の掃気ポートは、前記シリンダの中心軸に向かう方向に設けられているストレートポートであるとしてもよい。

この構成によれば、シリンダ内にスワールおよび上昇気流を容易に生成することができる。

上記内燃機関において、前記シリンダを挟んで対向する少なくとも１組の前記ストレートポートを備えるとしてもよい。

この構成によれば、対向するストレートポートからの掃気流がシリンダ中心軸付近において衝突するため、より強い上昇気流をシリンダ内に生成することができる。

あるいは、前記ストレートポートは、前記シリンダに近い部分ほど前記シリンダのシリンダヘッド部からの距離が遠くなるような勾配をつけて形成されているとしてもよい。

この構成によっても、シリンダ内に入った新気がピストン頂面に衝突して上昇気流となるため、より強い上昇気流をシリンダ内に生成することができる。

上記内燃機関において、さらに、少なくとも１つの前記接線ポート内に燃料を噴射する第１の燃料噴射弁と、少なくとも１つの前記ストレートポート内に燃料を噴射する第２の燃料噴射弁と、を備えることとしてもよい。

この構成によれば、低回転低負荷運転時には、接線ポートに設けられた第１の燃料噴射弁を使用し、高回転高負荷運転時には、ストレートポートに設けられた第２の燃料噴射弁または第１および第２の両燃料噴射弁を使用することで、運転条件に応じた予混合気を容易に形成することができる。特に高回転高負荷運転時において、両方の燃料噴射弁を使用することにより、混合気のミキシングを促進することができる。

また、前記第１の燃料噴射弁は、比較的噴射率が小さく噴霧貫徹力が小さい型式の燃料噴射弁であり、前記第２の燃料噴射弁は、比較的噴射率が大きく噴霧貫徹力が大きい型式の燃料噴射弁であるとしてもよい。

このようにすれば、低回転低負荷運転時には、接線ポート内に設けられた比較的噴射率が小さく噴霧貫徹力が小さい型式の第１の燃料噴射弁を使用することで、燃料噴霧を容易にスワールに乗せることができ、ミキシングを促進することができる。また、高回転高負荷運転時には、ストレートポート内に設けられた比較的噴射率が大きく噴霧貫徹力が大きい型式の第２の燃料噴射弁を使用することで、短時間で必要な燃料量を噴射できると共に、燃料噴霧が上昇気流に乗って吹き抜けることを抑制することができる。

上記内燃機関において、さらに、前記排気弁の下流側に、前記少なくとも３つの排気口を接続するように形成された排気チャンバを備えていてもよい。

この構成によれば、背圧を低減すると共に他気筒の排気脈動の影響を抑制することができるので、燃焼ガスを効率よく排出し、予混合圧縮自着火燃焼できる運転領域を高負荷側に拡大することができる。また、高温の燃焼ガスの流速を下げて壁面への熱伝達率を小さくし、排気ガス温度の低下を抑制することで、ターボ効率を高めると共に触媒暖機性を向上させることができる。

また、前記排気チャンバの壁面は断熱構造を有するとしてもよい。

この構成によれば、排気ガス温度の低下をより抑制することができる。

また、前記シリンダのシリンダヘッド部は、前記排気チャンバを上下方向に２分割する平面に沿って、分割される構造を有するとしてもよい。

この構成によれば、排気チャンバの壁面に断熱加工をするための、断熱材の成形および収納と空気層の確保とを容易に行うことができる。

また、前記排気チャンバは、前記シリンダのシリンダヘッド部側から見た形状がＣ字形状に形成されていてもよい。

この構成によれば、シリンダヘッド部分にスペースが確保され、燃料噴射弁や点火プラグの取り付け自由度を高めることができる。

上記内燃機関において、さらに、前記シリンダ内に燃料を直接噴射するために前記シリンダのシリンダヘッド部のほぼ中央に設けられた燃料噴射弁と、前記燃料噴射弁を冷却するためのウォータージャケットと、前記ウォータージャケットの冷却水の供給と排出とを行う冷却水路と、を備え、前記冷却水路は、前記排気チャンバのＣ字形状の切れ目部分を通るように配置されていることとしてもよい。

この構成によれば、排気チャンバに干渉することなく燃料噴射弁の冷却経路を確保することができ、燃料噴射弁噴孔部へのデポジット（燃えかす）堆積を抑制できる。

上記内燃機関において、さらに、前記シリンダのシリンダヘッド部に設けられた点火プラグと、始動時および暖機時においてのみ前記点火プラグを用いた予混合火花点火運転を行わせるように前記内燃機関の制御を行い、その他の運転領域においては予混合圧縮自着火運転を行わせるように前記内燃機関の制御を行う制御部と、を備えることとしてもよい。

始動および暖機を行う運転領域においてのみ火花点火運転を行うこととすれば、点火プラグを小さくすることができ、配置自由度も高くできる。従って、排気弁の大きさおよび配置の自由度を高めることができる。また、暖機後の通常運転中における燃焼方式の切り替えが無いため、ドライバビリティが良好になると共に、燃焼切り替え時のトルク調整制御が不要となり、燃費悪化を抑制することができる。さらに、点火プラグの低コスト化を図ることができると共に、点火プラグの冷却を不要とすることもできる。

また、上記内燃機関において、さらに、前記シリンダ内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、冷却水温を計測するための水温センサと、を備え、前記制御部は、始動時において、前記水温センサにより計測された冷却水温とその変動率との組み合わせが所定の条件を満たす場合には、前記排気弁の閉弁時期を遅角させて実圧縮比を下げ、前記ピストンの上死点近傍で前記燃料噴射弁により燃料噴射を行い、前記点火プラグを用いた火花点火により燃焼を行うように、前記内燃機関の制御を行うこととしてもよい。

このようにすれば、高温再始動時において、予定しない自着火燃焼を確実に防止することができ、始動時の逆転や始動不良を防止することができる。

また、上記内燃機関において、さらに、前記シリンダ内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁を備え、前記制御部は、暖機時において、前記排気弁の閉弁時期を進角させて掃気期間を短くし、前記排気弁の閉弁時期近傍で前記燃料噴射弁により燃料噴射を行い、前記点火プラグを用いた火花点火により燃焼を行うように、前記内燃機関の制御を行うこととしてもよい。

このようにすれば、暖機時に、シリンダ内に多量の燃焼ガスが残留するため、噴射燃料の気化を促進することができる。また、混合気の圧縮端温度を高めることもでき、排気温度の上昇による触媒の早期活性化を図ることができる。さらに、予混合圧縮自着火燃焼への燃焼切り替えがスムーズにかつ速やかに行うことができ、暖機過程での燃費改善や大気汚染物質の低減を図ることができる。

上記内燃機関において、前記掃気ポートは、前記シリンダ内にスワールを生成するように形成された第１の掃気ポートと、前記シリンダ内に上昇気流を生成するように形成された第２の掃気ポートと、を含み、前記第１の掃気ポートの前記シリンダに面する開口部の上縁は、前記第２の掃気ポートの前記シリンダに面する開口部の上縁より、上方に位置するように構成されていてもよい。

この構成によれば、先に開口する第１の掃気ポートからの新気がスワールを生成して混合気のミキシングを促進し、その後に開口する第２の掃気ポートからの新気が上昇気流を形成して掃気を行うので、掃気効率が高まり、必要な掃気圧を抑制できるので、過給損失を低減し燃費を改善することができる。

上記内燃機関において、さらに、複数の前記シリンダと、前記掃気ポートに新気を供給する給気サージタンクと、を備え、前記給気サージタンクは、前記シリンダのシリンダブロック部に一体となって形成されているとしてもよい。

この構成によれば、給気サージタンクとシリンダとを結ぶ掃気ポートの管長を短くすることができ、吸気慣性効果により給気効率を高めることができる。また、多気筒エンジンの小型化を図ることができる。

なお、本発明は、種々の態様で実現することが可能であり、例えば、内燃機関やその運転方法等の態様で実現することができる。

次に、本発明の実施の形態を実施例に基づいて以下の順序で説明する。
Ａ．予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式内燃機関の概要：
Ｂ．第１実施例：
Ｃ．第２実施例：
Ｄ．第３実施例：
Ｅ．第４実施例：
Ｆ．変形例：

Ａ．予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式内燃機関の概要：
理解の便宜から、まず始めに予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式内燃機関の概要について説明し、その後に、この内燃機関の各種実施例について説明する。図１は、予混合圧縮自着火燃焼方式を適用した２サイクル式内燃機関の動作の概要を、一例を取って説明する説明図である。図１では、シリンダＡの上部に排気弁Ｃを備え、シリンダＡの周壁下部に掃気ポートＤが接続された、いわゆるユニフロー式２サイクル式内燃機関の例を示している。この内燃機関は、シリンダＡ内でピストンＢを上下させ、排気弁Ｃと掃気ポートＤを開閉させながら、燃料と空気との混合気を燃焼させることによって動力を取り出している。

説明の都合上、燃焼室内の混合気が燃焼した状態から説明する。混合気を燃焼させると、シリンダＡ内には高圧の燃焼ガスが発生してピストンＢを押し下げようとする。図１（ａ）に示すように膨張行程では、ピストンＢを降下させながら、シリンダＡ内で発生した圧力をトルクに変換して動力として出力する。

ピストンＢがある程度まで降下したら、適切なタイミングで排気弁Ｃを開いてやる。シリンダＡ内には、燃焼ガスが未だ高い圧力のまま閉じこめられているから、ピストンＢの降下中でも、排気弁を開くことにより燃焼ガスを排出させることができる。図１（ｂ）は、ピストンＢの降下中に排気弁を開いて、排気ガスを排出している様子を概念的に示している。

ピストンＢがさらに降下すると、ピストンＢにより閉じられていた掃気ポートＤのシリンダＡに面する開口部（掃気口）が開かれる。掃気ポートＤ内は過給器によって加圧されているので、掃気ポートＤの掃気口が開かれると、掃気ポートＤからシリンダＡ内に加圧された空気が流入し、シリンダＡ内に残っている燃焼ガスを押し出すようにして排気バルブＣから排出させる。図１（ｃ）は、このように加圧された空気によってシリンダＡ内の燃焼ガスが排出される様子を概念的に表している。図中でハッチングが付されている部分は、燃焼ガスが残存している領域を表している。このように、吸入空気で押し出すようにしてシリンダＡ内から燃焼ガスを排出させる動作は「掃気」と呼ばれる。

２サイクルエンジンでは、掃気ポートＤ内が加圧されているので、ピストンＢが下死点を過ぎて上昇に転じても、なおシリンダＡ内の燃焼ガスを掃気することができる。図１（ｄ）は、掃気の後半にピストンＢを上昇させながら、シリンダＡ内を掃気している様子を概念的に示している。また、このとき、掃気ポートＤに設けられている燃料噴射弁Ｅから燃料噴霧を噴射してやる。図１（ｄ）では、燃焼ガスが残存している領域を粗いハッチングを付して表示しているのに対し、噴射された燃料噴霧を細かいハッチングを付して表示している。噴射された燃料噴霧は、吸入空気とともにシリンダＡ内で攪拌され、シリンダＡ内にほぼ均一な密度で分散して混合気を形成する。

掃気によってシリンダＡ内から燃焼ガスがほぼ排出されたタイミングを見計らって、図１（ｅ）に示すように、排気弁Ｃを閉じてやる。その結果、シリンダＡ内の圧力が掃気ポートＤ内の圧力に達するまで、掃気ポートＤから吸入空気が流入する。

ピストンＢがさらに上昇すると、ピストンＢにより、掃気ポートＤの掃気口が閉じられる。ピストンＢの上昇に伴いシリンダＡ内の混合気が圧縮される。図１（ｆ）は、ピストンＢを上昇させてシリンダＡ内の混合気を圧縮している様子を概念的に示している。このとき混合気は断熱圧縮されるので、ピストンＢの上昇とともに急激に温度が上昇していく。そして、ほぼピストンＢが上がりきった時点で混合気は発火温度に達し、燃焼室内の混合気がほぼ同時に燃え始めて、速やかに燃焼が完了する（図１（ａ））。燃焼室内の圧力は、混合気の燃焼によってさらに高くなり、その結果、ピストンＢを強い力で押し下げようとする。このピストンＢが受ける力を動力に変換して外部に出力する。

このように、予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式内燃機関では、シリンダ内に燃料と空気との混合気を形成し、これを圧縮自着火させて動力を発生させる。予混合圧縮自着火燃焼方式では、火花点火燃焼方式や拡散燃焼方式と比較して、燃焼による大気汚染物質の排出量および燃料消費量を、ともに大きく減少させることができる。予混合圧縮自着火燃焼方式がこのような優れた特性を示すのは、等容度の向上、空気過剰率の増加、比熱の低下の３つの要因によるものと考えられる。

４サイクル式の内燃機関では、他の行程とは独立して排気行程が設けられているので、燃焼室内で混合気が燃焼して膨張した後、次に吸入空気が流入するまでに、燃焼した混合気はシリンダ内からほぼすべて排出される。これに対して、２サイクル式の内燃機関では、掃気行程と呼ばれる独特な行程を有しており、排気行程が他の行程と独立していない。従って、２サイクル式内燃機関は、４サイクル式内燃機関に比較して、燃焼ガスがシリンダ内に残留しやすい。シリンダ内に残留した燃焼ガス（残留ガス）は、新たに吸入された吸入空気とともに混合気を形成する。この残留ガスは高温であることに加え、活性な中間生成物も含まれているため、残留ガスが多量に含まれた混合気は、より自着火燃焼しやすくなる。従って、２サイクル式内燃機関では、より広い運転領域において、自着火運転が可能となる。すなわち、よりリーンな条件で運転する領域が広いということである。よりリーンな条件で運転を行うことは、燃費が向上し、また、排気ガス中の汚染物質の低下につながる。従って、２サイクル式内燃機関では、予混合圧縮自着火燃焼方式のメリットをより大きく得ることができる。

しかし、２サイクル式内燃機関は、高回転高負荷運転時に掃気不十分となりやすく、不必要な量の残留ガスがシリンダ内に残留しやすい。高回転高負荷運転時に掃気不十分になると、不必要な量の残留ガスの存在により、シリンダ内の混合気が過早着火を起こしてしまう。過早着火は、大きな燃焼音を発生させる恐れがあるため、過早着火を起こすような運転領域では、圧縮自着火運転を行うことはできない。従って、高回転高負荷運転時においても、圧縮自着火運転を行うためには、掃気の効率を高めて、不必要な残留ガスを確実にシリンダから排出し、過早着火を抑制することが必要である。

Ｂ．第１実施例：
図２は、本発明の第１実施例としてのガソリンエンジン１００の構成を概念的に示した説明図である。図２には、ガソリンエンジン１００のシリンダの中心で断面を取ったときのシリンダの構造が示されている。

このガソリンエンジン１００の燃焼室は、シリンダブロック１４０内に設けられた中空円筒形のシリンダ１４２と、シリンダ１４２内を上下に摺動するピストン１５２と、シリンダブロック１４０の上部に設けられたシリンダヘッド１３０によって形成されている。本実施例では、シリンダブロック１４０とシリンダヘッド１３０とが一体となったモノブロック構造の例を示している。なお、シリンダブロック１４０とシリンダヘッド１３０とで構成される筒状体を、広義の「シリンダ」と呼ぶ。また、本明細書においては、シリンダ１４２の中心軸に沿って、ピストン１５２がシリンダヘッド１３０に近づく方向を上方向と、ピストン１５２がシリンダヘッド１３０から離れる方向を下方向として説明する。

シリンダヘッド１３０には、燃焼室からの排気ガスが流出する排気ポート１３５のシリンダ１４２に面する開口部（排気口）を開閉する排気弁１３２と、点火プラグ１３６とが設けられている。排気弁１３２は、駆動アーム１６２を介して、電磁アクチュエータ１６４で駆動されている。電磁アクチュエータ１６４は、任意のタイミングで排気弁１３２を開閉することが可能である。なお、電磁アクチュエータの代わりに、油圧アクチュエータやカム機構などの他の種類の可変動弁機構によって排気弁１３２を駆動しても良い。

シリンダブロック１４０には、シリンダ１４２内に新気を流入する２種類の掃気ポート１４６，１４８（詳細な形状は後述）が設けられている。掃気ポート１４６，１４８のシリンダ１４２に面する開口部（掃気口）は、ピストン１５２の上下動によって開閉され、ピストン１５２の下死点近傍において全開の状態となるように構成されている。掃気ポート１４６，１４８は、シリンダ１４２とは反対側の端部において、シリンダブロック１４０に設けられた給気サージタンク１４４に接続されている。

このように、ガソリンエンジン１００は、シリンダ１４２の下部に掃気ポート１４６，１４８が接続され、シリンダヘッド１３０に排気弁１３２が設けられた、いわゆるユニフロー式の２サイクル式エンジンである。２サイクル式エンジンは、掃気口と排気口とが共に開状態となる掃気行程が存在するため、掃気口からシリンダ内に供給された新気がそのまま排気口から流出する、いわゆる「吹き抜け」が問題となりやすい。新気の吹き抜けが発生すると、掃気ポート内の圧力を必要以上に高めなければならず、過給損失による燃費悪化を招いてしまう。また、シリンダ内の混合気が十分リーンとならず、過早着火を引き起こしやすい。ユニフロー式の２サイクル式エンジンは、掃気口と排気口との距離が離れているため、頭上弁式やシュニーレ式といった他の方式の２サイクル式エンジンと比較して新気の吹き抜けが抑制され、好ましい。

掃気ポート１４６，１４８には、新気を導く吸気通路１２が、給気サージタンク１４４を介して接続され、排気ポート１３５には、排気ガスが通過する排気通路１６が接続されている。排気通路１６の下流には、大気汚染物質を浄化するための触媒２６と、過給器５０のタービン５２とが設けられている。排気通路１６内を通過する排気ガスはタービン５２を回転させた後、大気に放出される。また、吸気通路１２には、過給器５０のコンプレッサ５４が設けられている。コンプレッサ５４は、シャフト５６を介してタービン５２に接続されており、排気ガスによってタービン５２が回転するとコンプレッサ５４も回転する。その結果、コンプレッサ５４はエアクリーナ２０から吸い込んだ空気を加圧した後、掃気ポート１４６，１４８に向かって圧送する。

コンプレッサ５４で加圧すると空気温度が上昇するので、吸入空気を冷却するために、コンプレッサ５４の下流側にはインタークーラ６２が設けられている。また、吸気通路１２内にはサージタンク６０や、スロットル弁２２も設けられている。サージタンク６０は、燃焼室が空気を吸い込んだときに生じる圧力波を緩和させる作用を有しており、またスロットル弁２２は電動アクチュエータ２４によって適切な開度に設定されて、吸入空気量を調整する機能を有している。

ピストン１５２は、コネクティングロッド１５４を介してクランクシャフト１５６に接続されており、クランクシャフト１５６には、クランク角度を検出するクランク角センサ３２が取り付けられている。

このガソリンエンジン１００の動作は、エンジン制御用ユニット（以下、ＥＣＵ）３０によって制御されている。ＥＣＵ３０は、エンジン回転速度Ｎｅやアクセル開度θａｃを検出し、これらに基づいてスロットル弁２２の開度の制御や、点火プラグ１３６の点火タイミング制御、電磁アクチュエータ１６４の制御を実行する。エンジン回転速度Ｎｅはクランク角センサ３２によって検出され、アクセル開度θａｃはアクセルペダルに内蔵されたアクセル開度センサ３４によって検出される。

図３は、第１実施例におけるシリンダの断面を拡大して示す説明図である。また図４は、シリンダ内からシリンダヘッドを見上げたときの状態を示す説明図である。第１実施例では、シリンダヘッド１３０のほぼ中央に点火プラグ１３６が設けられており、点火プラグ１３６の周囲に３つの排気弁１３２が設けられている（図３、図４参照）。排気弁１３２のバルブヘッド部１３２ａは、すべて同径であり、シリンダ１４２の中心軸の周囲に、互いの間隔が等間隔となるように配置されている。また、３つの排気弁１３２は、その中心軸が、互いに平行となるように、かつ、シリンダ１４２の中心軸にほぼ平行となるように、シリンダヘッド１３０に設置されている（図３参照）。

本実施例では、シリンダブロック１４０とシリンダヘッド１３０とが一体となったモノブロック構造を採用している。モノブロック構造の採用は、排気弁１３２の中心軸がシリンダ１４２の中心軸と平行であり、シリンダヘッド１３０における排気弁１３２用の穴あけ加工を、シリンダブロック１４０の下部側から行うことができるため、可能となったものである。モノブロック構造の採用により、シリンダ内高圧時のガスシール性の向上を図ることができる。また、ボア歪が抑制され、ブローバイガス量を低減することができる。また、デッドボリュームを削減でき、ＨＣ排出量を低減できる。さらに、部品点数の削減による低コスト化、軽量化、信頼性向上や、点火プラグおよび燃料噴射弁の配置自由度の向上を図ることができる。

図５は、排気弁を駆動する機構の構成を示す説明図である。図５（ａ）は、排気弁１３２の弁軸を押すための駆動アーム１６２を上部から見た形状を示しており、図５（ｂ）は、シリンダヘッド１３０を中心にシリンダの断面を拡大して示している。シリンダヘッド１３０の上方に駆動アーム１６２が設けられている。駆動アーム１６２は、上面視略三角形状であり、３つの頂点部分のそれぞれには、排気弁１３２の上端部が接続されている。駆動アーム１６２の上方には電磁アクチュエータ１６４が設置され、駆動アーム１６２の上面視略三角形の重心位置（図５（ａ）の一点鎖線の交点）に、電磁アクチュエータ１６４が作用するように配置されている。

電磁アクチュエータ１６４は、ＥＣＵ３０からの開弁命令を受けると、駆動アーム１６２の重心位置に力を加え、駆動アーム１６２を下方に平行移動させる。駆動アーム１６２は、３つの排気弁１３２の上端部に接続されており、また、３つの排気弁の中心軸は、互いに平行となっているので、駆動アーム１６２が下方に移動すると、３つの排気弁１３２は同時に、排気弁１３２の軸方向に沿って下方に移動する。排気弁１３２が下方に移動すると、排気口が開きシリンダ１４２内の排気ガスが排気ポート１３５に向かって排出される。排気弁１３２が下方に移動したときの、元の位置から移動した位置までの排気弁１３２の軸方向の移動量をリフト量と呼ぶ。リフト量と排気弁１３２のバルブヘッド部１３２ａの周長との積をカーテン面積といい、カーテン面積が大きいほどシリンダ１４２内の排気ガスが効率よく排出される。

予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式エンジンにおいて、高回転高負荷時にも過早着火を起こさせることなく圧縮自着火運転を行うためには、燃焼ガスを効率よく排出することが必要である。燃焼ガスを効率よく排出するためには、前述の通り、カーテン面積を大きく設定すればよい。しかし、カーテン面積を大きく取ろうとして、排気弁のバルブヘッド部の面積（弁面積）を大きくすると、排気弁を駆動するための動力が増大してしまい、特に、筒内圧力が非常に高くなる予混合圧縮自着火燃焼方式の２サイクル式エンジンでは、好ましくない。従って、排気弁の弁面積を大きくすることなく、排気弁のカーテン面積を大きくとることが望ましい。

図６は、排気弁の弁数と弁面積およびカーテン面積との関係を示す説明図である。図は、排気弁の弁数が１つのときを基準として、弁数を増加させていったときに、配置された排気弁のトータル弁面積とトータルカーテン面積とが、基準に対してどのような増加率となるかを示している。一般に、排気弁をシリンダヘッドに配置する際には、排気弁とシリンダとの間および隣接する排気弁同士の間に所定のクリアランスを確保する必要がある。本実施例では、各弁数に応じた排気弁１３２をシリンダヘッド１３０に配置するための条件として、シリンダ１４２の直径Ｄｂは８１ミリメートル、シリンダ１４２と排気弁１３２との必要クリアランスＬｓは５ミリメートル、隣接する排気弁１３２間の必要クリアランスＬｖは５ミリメートルとしている。そして排気弁１３２のバルブヘッド部１３２ａの径Ｄｖは、この条件を前提として、取りうる最大の値に設定する。なお、このような条件に従い排気弁１３２を配置すると、排気弁１３２は、シリンダ１４２の中心軸の周囲に均等間隔に配置される。排気弁１３２のバルブヘッド部の径Ｄｖが設定されれば、弁面積およびカーテン面積を算定することができる。

図６を見ると、トータル弁面積は、排気弁１３２の弁数が２のときに極小となるが、弁数が３以上では、弁数が増加するほど弁面積は緩やかに減少している。一方、トータルカーテン面積は、排気弁１３２の弁数が２のときに極小となり、弁数が３以上では、弁数が増加するほどカーテン面積は大きく増加している。従って、排気弁１３２の弁数を３以上とすれば、弁面積を過大とすることなく、大きなカーテン面積を確保することができ、高回転高負荷運転時においても、効率よく燃焼ガスの排出を行うことができ、安定した圧縮自着火運転を行うことができる。

なお、排気弁数を３以上としても、本実施例のように、１つの駆動アーム１６２と１つの電磁アクチュエータ１６４とで３つ以上の排気弁１３２を駆動させることができ、コストダウン、搭載性の向上および運動部品の軽量化を図ることができる。特に２サイクル式エンジンは、４サイクル式エンジンに比べて動弁系の動作頻度が２倍であり、弁のサージング限界により最大回転数が抑えられがちであるが、運動部品の軽量化により、サージング限界回転数を高くすることができる。

シリンダヘッド１３０には、３つの排気口を接続するような排気チャンバ１３４が設けられている（図３参照）。燃焼室から各排気口を通過して流出する排気ガスは、排気チャンバ１３４を経由して、排気ポート１３５に排出される。排気チャンバ１３４を設けることによって、高温の排気ガスの流速を下げることができ、排気ポート１３５壁面への熱伝達率を小さくして排気ガス温度の低下を抑制することができる。これにより、ターボ効率と触媒暖機性とを向上させることができる。また、背圧が低減されるため、排気ガスの抜けを良好にすると共に、他気筒の排気脈動の影響を抑制し、予混合圧縮自着火燃焼による運転が可能な領域を高回転高負荷領域まで拡大することができる。

図７は、図３の７−７断面を示す説明図である。掃気ポート１４６は、シリンダ１４２の中心軸に垂直な平面にほぼ平行となるように形成されており（図３参照）、また、シリンダ１４２の中心軸からずれた方向に向かって新気が流入するように、シリンダ１４２に接続されている（図７参照）。そのため、掃気ポート１４６からシリンダ１４２に流入した新気は、シリンダ１４２の内周に沿って移動し、シリンダ１４２内に、シリンダ１４２の中心軸に垂直な平面内での渦（スワール）を生成する。本明細書において、このような掃気ポート１４６を「接線ポート」と呼ぶ。本実施例では、２つの掃気ポート（接線ポート）１４６が、シリンダ１４２内に同じ方向のスワールを生成するような向きに設けられている。

また、掃気ポート（接線ポート）１４６のシリンダ１４２に面する開口部（掃気口）付近には、リブ（突起）１４５が設けられており（図７）、リブ１４５により掃気ポート１４６の掃気口は左右に２分割されている。掃気口が左右２分割されていることで、ピストン１５２の上下動に伴うピストンリング１５３（図３）の引っかかりが防止される。さらに、２つの掃気ポート１４６の内の１つの掃気口近傍には、ポート内に燃料噴霧を噴射する燃料噴射弁１５が設けられている（図７）。燃料噴射弁１５を掃気ポート１４６内に設けることにより、燃料噴霧を掃気流に乗せて混合気のミキシング促進を図ることができ、また、低圧噴射弁を採用できるため、燃料噴射弁や燃料ポンプのコストダウンが可能である。燃料噴射弁１５の燃料噴射制御は、ＥＣＵ３０（図２）により行われる。なお、掃気ポート１４６の開口部（掃気口）近傍とは、掃気ポート１４６内であって、掃気ポート１４６の長さ方向の中間点よりシリンダ１４２に近い側であることが好ましい。

一方、掃気ポート１４８は、シリンダ１４２の中心軸に垂直な平面に対し、新気が斜め下向きにシリンダ１４２内に流入するような勾配を設けて形成されている（図３参照）。また、掃気ポート１４８は、シリンダ１４２の中心軸に向かって新気が流入するように、シリンダ１４２に接続されている（図７参照）。本明細書において、このような掃気ポート１４８を「ストレートポート」と呼ぶ。本実施例では、２つの掃気ポート（ストレートポート）１４８が、シリンダ１４２を挟んで対向するように設けられている。そのため、掃気ポート１４８からシリンダ１４２に流入した新気は、ピストン１５２の頂面に衝突して、向きを斜め上向きに転ずると共に（図３参照）、対向する２つの掃気ポート１４８からの新気同士がシリンダ１４２の中心軸付近で衝突するため（図７参照）、シリンダ１４２内に、シリンダ１４２の中心軸付近を上昇する上昇気流を生成する。

また、掃気ポート（ストレートポート）１４８のシリンダ１４２に面する開口部（掃気口）付近には、リブ（突起）１４７が設けられており（図７）、リブ１４７により掃気ポート１４８の掃気口は左右に２分割されている。掃気口が左右２分割されていることで、ピストン１５２の上下動に伴うピストンリング１５３の引っかかりが防止される。さらに、２つの掃気ポート１４８の内の１つの掃気口近傍には、ポート内に燃料噴霧を噴射する燃料噴射弁１４が設けられている（図７）。燃料噴射弁１４を掃気ポート１４８内に設けることにより、低圧噴射弁を採用できるため、燃料噴射弁や燃料ポンプのコストダウンが可能である。燃料噴射弁１４の燃料噴射制御は、ＥＣＵ３０（図２）により行われる。なお、掃気ポート１４８の開口部（掃気口）近傍とは、掃気ポート１４８内であって、掃気ポート１４８の長さ方向の中間点よりシリンダ１４２に近い側であることが好ましい。

なお、掃気ポート１４８が、斜め下向きの勾配を設けて形成されていることは、燃料噴射弁１４によって噴射された燃料噴霧の吹き抜け防止の点からも好ましい。また、掃気ポート１４８がシリンダ１４２を挟んで対向するように設けられていることは、燃料噴射弁１４によって噴射された燃料噴霧がシリンダ１４２の内壁面に付着し、ＨＣ（未燃燃料）やスモークの排出量が増加してしまうことを防止する点からも好ましい。

また、２つの掃気ポート（ストレートポート）１４８には、それぞれ開閉機構としての給気制御弁１４９（図３、図７）が設けられており、給気制御弁１４９の軸を中心とした回転によって、掃気ポート１４８の開閉を行うことができる。給気制御弁１４９の開閉制御は、ＥＣＵ３０（図２）により行われる。

低回転低負荷運転時には、ＥＣＵ３０は、掃気ポート（ストレートポート）１４８に設けられた給気制御弁１４９を閉じるような制御を行う。すなわち、低回転低負荷運転時には、掃気ポート（接線ポート）１４６のみにより、シリンダ１４２内に新気が供給される。このとき、新気の流入速度は大きくなり、シリンダ１４２内の残留ガスと混合気とのミキシングが促進されるため、低回転低負荷運転時においても安定した圧縮自着火燃焼運転を行うことができる。

また、掃気ポート（接線ポート）１４６は、前述の通り、シリンダ１４２内にスワールを生成するように形成されているため、シリンダ１４２内に流入した比較的低温の新気は、シリンダ１４２の内壁面に沿って移動し、高温の残留ガスは、シリンダ１４２の中央付近に分布する。従って、新気がシリンダ１４２内壁面から熱を奪うことによって、残留ガスの温度低下が抑制され、低回転低負荷運転時においても安定した圧縮自着火燃焼運転を行うことができる。

さらに、掃気ポート１４６から排気口へと直接向かう気流を伴わないため、新気や噴射燃料の吹き抜けを抑制することができ、過給損失による燃費の悪化を防止することができる。

なお、低回転低負荷運転時には、掃気ポート（接線ポート）１４６内に設けられた燃料噴射弁１５により燃料噴射を行う。燃料噴射弁としては、ホロコーン型や、多孔衝突噴霧型、ファンスプレー型、中実コーン型、スリット型などが知られているが、燃料噴射弁１５は、比較的噴射率が小さく噴霧貫徹力の小さいホロコーン型や多孔衝突噴霧型を採用することが好ましい。こうすれば、燃料噴霧を掃気ポート１４６が生成するスワールに容易に乗せることができ、混合気のミキシングを促進することができる。

一方、高回転高負荷運転時には、ＥＣＵ３０は、掃気ポート（ストレートポート）１４８に設けられた給気制御弁１４９を開けるような制御を行う。すなわち、高回転高負荷運転時には、掃気ポート（接線ポート）１４６と掃気ポート（ストレートポート）１４８との両方から、シリンダ１４２内に新気が供給される。高回転高負荷運転時は、シリンダ内に供給される空気量および燃料量が多くミキシング時間が少ないが、両方の掃気ポートを使用することによって、掃気口の面積を増加させて速やかに掃気を行うことができ、安定した圧縮自着火燃焼運転を行うことができる。

また、掃気ポート（ストレートポート）１４８は、シリンダ１４２内にシリンダ１４２の中心軸付近に沿った上昇気流を生成するように形成されているため、シリンダ１４２の中心軸付近に残りやすい残留ガスを確実に排出して、掃気率を高め、混合気の温度が必要以上に上昇することを抑制することができる。従って、高回転高負荷運転時においても、過早着火を起こすことなく圧縮自着火燃焼運転を行うことができる。

なお、高回転高負荷運転時には、掃気ポート（ストレートポート）１４８内に設けられた燃料噴射弁１４により、あるいは、燃料噴射弁１４と掃気ポート（接線ポート）１４６内に設けられた燃料噴射弁１５とにより、燃料噴射を行う。燃料噴射弁１４は、比較的噴射率が大きく噴霧貫徹力の大きいファンスプレー型や、中実コーン型、スリット型を採用することが好ましい。こうすれば、高回転高負荷運転時にも、短時間で必要な燃料量を噴射できると共に、燃料噴霧が掃気ポート１４８からの新気によって生成される上昇気流に乗って吹き抜けることを抑制することができる。

なお、掃気ポート（接線ポート）１４６により生成されるスワールと、掃気ポート（ストレートポート）１４８により生成される上昇気流とは、共にシリンダ１４２の中心軸に対して対称な気流である。すなわちシリンダ１４２の中心軸に垂直な断面内において、気流の偏りが少ない。従って、シリンダヘッド１３０に均等間隔に配置された排気弁１３２から、まんべんなく排気ガスを排出することができ、排気（掃気）の効率を高めることができる。

掃気ポート１４６，１４８は、シリンダ１４２とは反対側の端部において、シリンダブロック１４０に設けられた給気サージタンク１４４に接続されており（図３、図７参照）、新気は、吸気通路１２から給気サージタンク１４４を介して、掃気ポート１４６，１４８に供給される（図２参照）。本実施例では、給気サージタンク１４４は、シリンダブロック１４０に一体となって形成されている（図３参照）。また、給気サージタンク１４４は、図示しない他のシリンダの掃気ポートにも接続され、他のシリンダに新気を供給している。

掃気行程において、掃気口が開口し、掃気ポート１４６，１４８から新気がシリンダ１４２内に流入し始めると、慣性により、掃気ポート１４６，１４８内に負の圧力波が発生する。この負の圧力波は、掃気ポート１４６，１４８内をさかのぼって行き、給気サージタンク１４４に面する開口部（開放端）に来ると、逆位相の正の圧力波となって掃気口に戻ってくる。この正の圧力波がまだ掃気口が開口しているときに戻ってくると、シリンダ内に新気を押し込む作用をして給気効率が向上する。本実施例では、給気サージタンク１４４をシリンダブロック１４０に一体として形成することによって、掃気ポート１４６，１４８の管長を短くすることができる。このようにして、圧力波の往復時間を短縮することができ、圧力波を利用して給気効率向上を図ることができる。また、併せて、多気筒エンジンの小型化を図ることができる。

ガソリンエンジン１００は、上述の通り、低回転低負荷運転時から高回転高負荷運転時まで、安定して予混合圧縮自着火燃焼による運転を行うことができる。従って、負荷が極端に小さく圧縮自着火燃焼が困難な始動時および暖機時は、火花点火燃焼による運転を行い、それ以外の運転領域では、予混合圧縮自着火燃焼による運転を行うとすることもできる。図８は、第１実施例としてのガソリンエンジン１００の運転モードを示すマップである。図８の横軸はエンジンの回転数、縦軸は負荷（トルク）である。

ガソリンエンジン１００の運転モードは、回転数および負荷に応じて２つの運転領域Ｒ１およびＲ２に区分されている。第１の運転領域Ｒ１は、極低回転極低負荷の始動および暖機を行う運転領域である。この運転領域Ｒ１では、火花点火燃焼による運転を行う。一方、第２の運転領域Ｒ２は、運転領域Ｒ１以外の運転領域であり、回転数および負荷について広い範囲をカバーする運転領域である。この運転領域Ｒ２では、圧縮自着火燃焼による運転を行う。

このように、始動時および暖機時は、火花点火燃焼による運転を行い、それ以外の運転領域では、予混合圧縮自着火燃焼による運転を行うこととすれば、点火プラグ１３６（図３）は、始動時および暖機時の専用とすることができ、小型化することができる。点火プラグ１３６を小型化できれば、シリンダヘッド１３０に設置する排気弁１３２（図３、図４）の大きさや配置に関する自由度を高めることができると共に、点火プラグ１３６自身の配置の自由度も高められる。さらに、点火プラグ１３６の冷却装置を不要とすることができると共に、イグナイタの低コスト化を図ることができる。また、暖機後は、燃焼方式の切り替えを行う必要が無いため、ドライバビリティが向上すると共に、燃費悪化の要因となる燃焼方式切り替え時のトルクショック対策用トルク調整制御が不要となる。

ガソリンエンジン１００は、ストローク・ボア比の値が１．２以上のロングストロークに設定されている。図９は、ストローク・ボア比とピストン頂部面積および燃焼室クリアランス高さとの関係を示す説明図である。本実施例では、１気筒あたりの排気量を５００ｃｃとし、圧縮比を１５と設定している。図９に示すように、ピストン頂部面積は、ストローク・ボア比の値が１のエンジン（スクエアエンジン）を基準とすると、ストローク・ボア比の値が大きくなるほど、ピストン頂部面積は減少する。ガソリンエンジン１００は、圧縮自着火燃焼を行うために高圧縮比に設定されており、また、圧縮自着火燃焼により混合気の燃焼がほぼ同時に行われるため、シリンダ１４２内の圧力は非常に高圧となる。このようなガソリンエンジン１００において、ストローク・ボア比の値を１．２以上に設定してロングストロークとすれば、ピストン頂部面積はスクエアエンジンと比較して１０％以上減少する。従って、ピストン１５２の頂面に作用する圧力も１０％以上軽減され、部品の軽量化や信頼性の向上を図ることができる。また燃焼室の表面積と容積の比（Ｓ／Ｖ比）が小さくなり、冷却損失を抑制して燃費を向上させることができる。さらに、図９に示すように、ストローク・ボア比の値を大きくすると、燃焼室クリアランス高さを大きくとることができる。ガソリンエンジン１００は、高圧縮比運転を行うために燃焼室容積が小さいが、ストローク・ボア比を１．２以上とすることにより、ピストン１５２とシリンダヘッド１３０とのクリアランスを十分に確保でき、気流の妨げやＳ／Ｖ比の悪化につながるバルブリセスの設置を不要とすることができる。

Ｃ．第２実施例：
図１０は、第２実施例におけるシリンダヘッドの断面を拡大して示す説明図である。図３に示した第１実施例との違いは、シリンダヘッド１３０が、排気チャンバ１３４を上下方向に２分割するような平面に沿って、分割される構造を有していることである。それ以外の構成は、第１実施例と同じである。

シリンダヘッド１３０に設けられた排気チャンバ１３４は、断熱構造を有している。すなわち、排気チャンバ１３４の内壁面の内側に、熱伝達率の小さいステンレス断熱壁１３３が設けられ、排気チャンバ１３４内壁面とステンレス断熱壁１３３との間には空気層が設けられている。シリンダヘッド１３０は上下分割構造を有しているため、このような排気チャンバ１３４の断熱加工を容易に行うことができる。

排気チャンバ１３４を断熱構造を有するものとすることにより、排気ガス温度の低下をより一層抑制することができ、ターボ効率を高めると共に触媒暖機性を向上させることができる。

Ｄ．第３実施例：
図１１は、第３実施例におけるシリンダヘッドの断面を拡大して示す説明図である。図１２は、図１１の１２−１２断面を示す説明図である。本実施例では、シリンダヘッド１３０に、排気弁１３２が６つ設けられている。シリンダヘッド１３０の上部には、２つの駆動アーム１６２が設けられ、それぞれ３つの排気弁１３２の上部に接続されている。図１２には、排気弁１３２との位置関係を示すため、駆動アーム１６２の上部から見た位置を点線にて示している。排気弁１３２は、駆動アーム１６２を介して、電磁アクチュエータ１６４により駆動されている。

シリンダヘッド１３０には、６つの排気口を接続するような排気チャンバ１３４が設けられている。燃焼室から各排気口を通過して流出する排気ガスは、排気チャンバ１３４を経由して、排気ポート１３５に排出される。排気チャンバ１３４は、上部から見た形状がＣ字形状となるように形成されている。排気チャンバ１３４をＣ字形状とすることによって、シリンダヘッド１３０に燃料噴射弁や点火プラグを設置するスペースが確保され、燃料噴射弁や点火プラグの取り付け自由度が向上する。

シリンダヘッド１３０のほぼ中央には、燃焼室に燃料噴霧を噴射する燃料噴射弁１７が設けられており、燃料噴射弁１７の周囲を取り囲むように、燃料噴射弁１７を冷却するためのウォータージャケット１３８が設けられている。ウォータージャケット１３８の冷却水の供給と排出とは、上下２段構成の冷却水路１３９により行われる。冷却水路１３９は、排気チャンバ１３４のＣ字形状の切れ目部分を通るように配置されており、ウォータージャケット１３８とシリンダブロック１４０の周壁部に設けられたウォータージャケット１６６とを接続している。ウォータージャケット１６６から供給される冷却水は、冷却水路１３９を通って、ウォータージャケット１３８に供給され、燃料噴射弁１７を冷却し、その後、再び冷却水路１３９を通って排出される。このようにして、排気ガスの温度低下を抑制するための排気チャンバ１３４を設けても、燃料噴射弁１７の冷却経路を確保することができる。燃料噴射弁１７を冷却することによって、燃料噴射弁噴孔部へのデポジット（燃えかす）堆積を抑制できる。

本実施例においては、第１実施例と同様に、始動時は、火花点火燃焼による運転を行うこととしている。しかし、高温再始動時には、圧縮行程においてシリンダ内の混合気が自着火温度に達してしまい、予定しない圧縮自着火燃焼が起こることも考えられる。始動時における予定しない圧縮自着火燃焼は、ピストンの逆転や始動不良等を引き起こし、好ましくない。そこで、本実施例においては、ウォータージャケット１６６に取り付けられた水温センサ１６８により冷却水温を計測し、ＥＣＵ３０は、計測された冷却水温とその変動率との組み合わせから、高温再始動かどうかの判定を行う。判定方法は、例えば、冷却水温が所定の温度を超えていたら高温再始動と判定するとしてもよい。あるいは、冷却水温とその変動率とから所定時間経過後の予想冷却水温を計算し、予想冷却水温が所定の温度を超えていたら高温再始動と判定するとしてもよい。

図１３は、第３実施例としてのガソリンエンジン１００の始動時におけるバルブタイミングを示す説明図である。図１３（ａ）は、通常の始動時のバルブタイミングを示しており、図１３（ｂ）は、高温再始動時のバルブタイミングを示している。図１３において、ＴＤＣはピストン１５２の上死点を、ＢＤＣはピストン１５２の下死点を、ＥＸＯは排気弁１３２の開弁時期を、ＥＸＣは排気弁１３２の閉弁時期を、ＩＮＯは掃気ポート１４６，１４８の開放時期を、ＩＮＣは掃気ポート１４６，１４８の閉鎖時期を、それぞれ示している。また、ハッチングをした領域は燃料噴射弁１７による燃料噴射時期を示している。

ＥＣＵ３０は、通常の始動と判定したときは、図１３（ａ）に示すバルブタイミングに基づいてガソリンエンジン１００の運転制御を行う。通常の始動時は、燃焼方法の違いの他は、図１で説明した圧縮自着火運転のバルブタイミングとほぼ同じである。すなわち、上死点（ＴＤＣ）近傍で混合気が燃焼した後、ピストン１５２がある程度まで降下すると排気弁１３２が開かれる（ＥＸＯ）。その後、ピストン１５２がさらに降下すると、掃気ポート１４６の掃気口が開放され（ＩＮＯ）、シリンダ１４２内に新気が流入する。そして、掃気期間であってピストン１５２が下死点（ＢＤＣ）近傍にあるときに、燃料噴射弁１７がシリンダ１４２内に燃料噴霧を噴射する。下死点の後、ピストン１５２が上昇に転ずると、まもなく排気弁１３２が閉じられ（ＥＸＣ）、さらにピストン１５２の上昇に伴い、掃気口が閉鎖される（ＩＮＣ）。さらなるピストン１５２の上昇とともにシリンダ１４２内の混合気が圧縮され、混合気の温度が上昇していくが、始動時はシリンダの温度が比較的低温のため、混合気は自着火温度に達しない。ピストン１５２の上死点近傍で点火プラグ１３６による火花点火を行い、混合気を燃焼させる。

一方、ＥＣＵ３０は、高温再始動と判定したときは、図１３（ｂ）に示すバルブタイミングに基づいてガソリンエンジン１００の運転制御を行う。図１３（ａ）に示す通常の始動時との違いは、排気弁１３２の閉弁時期（ＥＸＣ）および燃料噴射弁１７による燃料噴射時期（ハッチングをして示す）である。その他のタイミングは、図１３（ａ）に示す通常の始動時と同じである。まず、排気弁１３２の閉弁時期（ＥＸＣ）については、通常の始動時より遅角させている。すなわち排気弁１３２の閉弁時期（ＥＸＣ）を遅らせて、排気口の開放時間を長くしている。排気口が開いている間は、ピストン１５２が上昇してもシリンダ１４２内の混合気を圧縮することはできない。従って、排気弁１３２の閉弁時期（ＥＸＣ）を遅角させることによって、混合気の実質的な圧縮比（「実圧縮比」と呼ぶ）を、小さくすることができる。実圧縮比を小さくすることによって、圧縮行程におけるシリンダ１４２内の温度上昇は抑制され、高温再始動時においてもシリンダ１４２内の温度が混合気の自着火温度まで達することがないようにすることができる。

また、燃料噴射弁１７による燃料噴射時期については、下死点（ＢＤＣ）近傍ではなく、上死点（ＴＤＣ）近傍において燃料噴射を行っている。従って、上死点近傍までは、シリンダ１４２内で燃焼を起こさないようにすることができる。燃料噴射後は、通常の始動時と同様に、ピストン１５２の上死点近傍で点火プラグ１３６による火花点火を行い、混合気を燃焼させる。

このようにして、高温再始動時においても、シリンダ１４２内の混合気が圧縮自着火することを確実に防止することができる。従って、高温再始動時の圧縮自着火燃焼による逆転や始動不良を防止することができる。なお、燃料噴射弁１７による燃料噴射時期としての上死点（ＴＤＣ）近傍とは、例えば、上死点前６０度から上死点までの範囲であることが好ましい。

また、本実施例においては、第１実施例と同様に、暖機時は、火花点火燃焼による運転を行うこととしている。図１４は、第３実施例としてのガソリンエンジン１００の暖機時におけるバルブタイミングを示す説明図である。図中に示す符号の意味は、図１３における符号の意味と同じである。

図１４に示す暖機時におけるバルブタイミングと、図１３（ａ）に示す通常の始動時におけるバルブタイミングとの違いは、排気弁１３２の閉弁時期（ＥＸＣ）および燃料噴射弁１７による燃料噴射時期（ハッチングをして示す）である。暖機時においては、ＥＣＵ３０は、排気弁１３２の閉弁時期（ＥＸＣ）を進角させるように排気弁１３２の駆動制御を行う。すなわち、排気弁１３２の閉弁時期（ＥＸＣ）を早めて、排気口の開放時間を短くしている。排気口の開放時間を短くすると、シリンダ１４２内の燃焼ガスを排出する時間が短くなり、シリンダ１４２内には高温の燃焼ガスが大量に残留する。

また、ＥＣＵ３０は、暖機時において、排気弁１３２の閉弁時期（ＥＸＣ）近傍において、シリンダ１４２内に燃料噴射を行うように、燃料噴射弁１７の制御を行う。排気弁１３２の閉弁時期近傍において燃料噴射を行うことにより、燃料噴射から火花点火までの時間を比較的長く取ることができる。

このようにすることによって、噴射燃料の気化を促進することができ、暖機時において、安定した火花点火燃焼を行うことができる。また、混合気の圧縮端温度を高めることもでき、排気温度の上昇による触媒の早期活性化を図ることができる。さらに、予混合圧縮自着火燃焼への燃焼切り替えがスムーズにかつ速やかに行うことができ、暖機過程での燃費改善や大気汚染物質の低減を図ることができる。

Ｅ．第４実施例：
図１５は、第４実施例におけるシリンダ周壁内部の形状を示す説明図である。図１５は、シリンダ１４２の内側から、掃気ポート１４６，１４８のシリンダ１４２に面する開口部（掃気口）付近を見たときの状況を表している。掃気ポート（接線ポート）１４６の掃気口の上縁は、掃気ポート（ストレートポート）１４８の掃気口の上縁より、上側に位置している。それ以外の構成は、第１実施例と同じである。

ピストン１５２が図の矢印方向に下降していくと、まず掃気ポート（接線ポート）１４６の掃気口が開口し、シリンダ１４２内にスワールが生成される。ピストン１５２がさらに下降して掃気ポート（ストレートポート）１４８の掃気口が開口すると、シリンダ１４２内に上昇気流が加わる。このように、シリンダ１４２内と掃気ポートとの差圧が大きいときにスワールを生成することによって混合気のミキシングを促進し、その後、上昇気流を生成することによって掃気効率を高めることができる。従って、必要掃気圧を抑制することができ、過給損失を低減して燃費を改善することができる。

Ｆ．変形例：
なお、この発明は上記の実施例や実施形態に限られるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲において種々の態様において実施することが可能であり、例えば次のような変形も可能である。

Ｆ１．変形例１：
上記実施例では、２つの接線ポート１４６と２つのストレートポート１４８との合計４つの掃気ポートが、シリンダ１４２に接続されているエンジンについて説明したが、シリンダ１４２に接続される掃気ポートは１つの掃気ポート（接線ポート）１４６であるとしてもよい。あるいは、シリンダ１４２に接続される掃気ポートは、１つの掃気ポート（接線ポート）１４６と１つのストレートポート１４８との合計２つの掃気ポートであるとしてもよい。あるいは、シリンダ１４２に接続される掃気ポートは、１つまたは複数の任意形状の掃気ポートであるとしてもよい。

Ｆ２．変形例２：
上記実施例では、シリンダヘッド１３０に３つ以上の排気弁１３２が設けられているが、シリンダヘッド１３０に１つまたは２つの排気弁１３２が設けられているとしてもよい。

Ｆ３．変形例３：
上記実施例では、掃気ポート（接線ポート）１４６内の燃料噴射弁１５と掃気ポート（ストレートポート）１４８内の燃料噴射弁１４との２つの燃料噴射弁が設けられているが、掃気ポート１４６内の燃料噴射弁１５のみが設けられているとしてもよい。

Ｆ４．変形例４：
上記実施例では、２つの掃気ポート（ストレートポート）１４８のそれぞれに開閉機構としての給気制御弁１４９が設けられているが、１つの掃気ポート１４８にのみ給気制御弁１４９が設けられているとしてもよい。あるいは、掃気ポート１４８に限らず、任意の掃気ポートの少なくとも１つに給気制御弁１４９が設けられているとしてもよい。

Ｆ５．変形例５：
上記実施例では、給気制御弁１４９の開閉制御において、すべての給気制御弁１４９を同時に開放または閉鎖する制御としているが、内燃機関の回転数および負荷に応じて、多段階的に１つまたは複数の給気制御弁１４９毎に開放または閉鎖を行うような制御としてもよい。

Ｆ６．変形例６：
上記実施例では、ガソリンエンジン１００はシリンダヘッド１３０とシリンダブロック１４０とが一体となったモノブロック構造のエンジンであるとしているが、ガソリンエンジン１００はシリンダヘッド１３０とシリンダブロック１４０が分割されているエンジンであるとしてもよい。

Ｆ７．変形例７：
上記実施例では、排気チャンバ１３４に設ける断熱構造の一例として、ステンレス断熱壁１３３と空気層とによる断熱構造の例を用いて説明したが、排気チャンバ１３４に設ける断熱構造はそれ以外の他の断熱構造であるとしてもよい。

予混合圧縮自着火燃焼方式を適用した２サイクル式内燃機関の動作の概要を説明する説明図。 本発明の第１実施例としてのガソリンエンジン１００の構成を概念的に示した説明図。 第１実施例におけるシリンダの断面を拡大して示す説明図。 シリンダ内からシリンダヘッドを見上げたときの状態を示す説明図。 排気弁を駆動する機構の構成を示す説明図。 排気弁の弁数と弁面積およびカーテン面積との関係を示す説明図。 図３の７−７断面を示す説明図。 第１実施例としてのガソリンエンジンの運転モードを示すマップ。 ストローク・ボア比とピストン頂部面積および燃焼室クリアランス高さとの関係を示す説明図。 第２実施例におけるシリンダヘッドの断面を拡大して示す説明図。 第３実施例におけるシリンダヘッドの断面を拡大して示す説明図。 図１１の１２−１２断面を示す説明図。 第３実施例としてのガソリンエンジンの始動時におけるバルブタイミングを示す説明図。 第３実施例としてのガソリンエンジンの暖機時におけるバルブタイミングを示す説明図。 第４実施例におけるシリンダ周壁内部の形状を示す説明図。

符号の説明

１２…吸気通路
１４…燃料噴射弁
１５…燃料噴射弁
１６…排気通路
１７…燃料噴射弁
２０…エアクリーナ
２２…スロットル弁
２４…電動アクチュエータ
２６…触媒
３０…ＥＣＵ
３２…クランク角センサ
３４…アクセル開度センサ
５０…過給器
５２…タービン
５４…コンプレッサ
５６…シャフト
６０…サージタンク
６２…インタークーラ
１００…ガソリンエンジン
１３０…シリンダヘッド
１３２…排気弁
１３２ａ…バルブヘッド部
１３３…ステンレス断熱壁
１３４…排気チャンバ
１３５…排気ポート
１３６…点火プラグ
１３８…ウォータージャケット
１３９…冷却水路
１４０…シリンダブロック
１４２…シリンダ
１４４…給気サージタンク
１４５…リブ
１４６…掃気ポート
１４７…リブ
１４８…掃気ポート
１４９…給気制御弁
１５２…ピストン
１５３…ピストンリング
１５４…コネクティングロッド
１５６…クランクシャフト
１６２…駆動アーム
１６４…電磁アクチュエータ
１６６…ウォータージャケット
１６８…水温センサ

Claims (26)

1. 予混合圧縮自着火運転が可能な２サイクル式内燃機関であって、
   シリンダとピストンとで構成される燃焼室と、
   前記シリンダのシリンダヘッド部に設けられ、少なくとも３つの排気口の開閉を行う少なくとも３つの排気弁と、
   前記シリンダの周壁に接続され、前記ピストンの上下動によって前記シリンダに面する開口部が開閉する少なくとも１つの掃気ポートと、
   を備え、
   前記排気弁は、前記シリンダの中心軸の周囲に、互いの間隔が均等になるように配置されている、内燃機関。
2. 請求項１記載の内燃機関であって、
   前記掃気ポートの少なくとも１つは、前記シリンダ内にスワールを生成するように形成されている、内燃機関。
3. 請求項１記載の内燃機関であって、さらに、
   前記掃気ポートの少なくとも１つの開口部近傍に、前記掃気ポート内に燃料を噴射する燃料噴射弁を備える、内燃機関。
4. 請求項１記載の内燃機関であって、さらに、
   前記少なくとも３つの排気弁を同時に駆動する少なくとも１つの駆動アームを備え、
   前記少なくとも３つの排気弁は、その中心軸が互いに平行となるように設置されている、内燃機関。
5. 請求項１記載の内燃機関であって、
   ストローク・ボア比の値が１．２以上のロングストロークである、内燃機関。
6. 請求項１記載の内燃機関であって、さらに、
   前記掃気ポートを少なくとも２つ備え、前記掃気ポートの少なくとも１つは、前記掃気ポートを開閉することができる開閉機構を備えており、
   前記内燃機関は、さらに、前記内燃機関の回転数および負荷に応じて前記開閉機構の開閉制御を行う制御部を備える、内燃機関。
7. 請求項６記載の内燃機関であって、
   前記制御部は、低回転低負荷運転時には前記開閉機構を閉じる制御を行い、高回転高負荷運転時には前記開閉機構を開ける制御を行う、内燃機関。
8. 請求項６または請求項７記載の内燃機関であって、
   前記少なくとも２つの掃気ポートは、前記開閉機構を備えていないとともに前記シリンダ内にスワールを生成するように形成された第１の掃気ポートと、前記開閉機構を備えるとともに前記シリンダ内に上昇気流を生成するように形成された第２の掃気ポートと、を含む、内燃機関。
9. 請求項８記載の内燃機関であって、
   前記第１の掃気ポートは、前記シリンダの中心軸からずれた方向に向かって前記シリンダに接続されている接線ポートであり、前記第２の掃気ポートは、前記シリンダの中心軸に向かう方向に設けられているストレートポートである、内燃機関。
10. 請求項９記載の内燃機関であって、
    前記シリンダを挟んで対向する少なくとも１組の前記ストレートポートを備える、内燃機関。
11. 請求項９記載の内燃機関であって、
    前記ストレートポートは、前記シリンダに近い部分ほど前記シリンダのシリンダヘッド部からの距離が遠くなるような勾配をつけて形成されている、内燃機関。
12. 請求項９ないし請求項１１のいずれかに記載の内燃機関であって、さらに、
    少なくとも１つの前記接線ポート内に燃料を噴射する第１の燃料噴射弁と、
    少なくとも１つの前記ストレートポート内に燃料を噴射する第２の燃料噴射弁と、
    を備える、内燃機関。
13. 請求項１２記載の内燃機関であって、
    前記第１の燃料噴射弁は、比較的噴射率が小さく噴霧貫徹力が小さい型式の燃料噴射弁であり、前記第２の燃料噴射弁は、比較的噴射率が大きく噴霧貫徹力が大きい型式の燃料噴射弁である、内燃機関。
14. 請求項１記載の内燃機関であって、さらに、
    前記排気弁の下流側に、前記少なくとも３つの排気口を接続するように形成された排気チャンバを備える、内燃機関。
15. 請求項１４記載の内燃機関であって、
    前記排気チャンバの壁面は断熱構造を有する、内燃機関。
16. 請求項１５記載の内燃機関であって、
    前記シリンダのシリンダヘッド部は、前記排気チャンバを上下方向に２分割する平面に沿って、分割される構造を有する、内燃機関。
17. 請求項１４ないし請求項１６のいずれかに記載の内燃機関であって、
    前記排気チャンバは、前記シリンダのシリンダヘッド部側から見た形状がＣ字形状に形成されている、内燃機関。
18. 請求項１７記載の内燃機関であって、さらに、
    前記シリンダ内に燃料を直接噴射するために前記シリンダのシリンダヘッド部のほぼ中央に設けられた燃料噴射弁と、
    前記燃料噴射弁を冷却するためのウォータージャケットと、
    前記ウォータージャケットの冷却水の供給と排出とを行う冷却水路と、
    を備え、
    前記冷却水路は、前記排気チャンバのＣ字形状の切れ目部分を通るように配置されている、内燃機関。
19. 請求項１記載の内燃機関であって、さらに、
    前記シリンダのシリンダヘッド部に設けられた点火プラグと、
    始動時および暖機時においてのみ前記点火プラグを用いた予混合火花点火運転を行わせるように前記内燃機関の制御を行い、その他の運転領域においては予混合圧縮自着火運転を行わせるように前記内燃機関の制御を行う制御部と、を備える、内燃機関。
20. 請求項１９記載の内燃機関であって、さらに、
    前記シリンダ内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、
    冷却水温を計測するための水温センサと、
    を備え、
    前記制御部は、始動時において、前記水温センサにより計測された冷却水温とその変動率との組み合わせが所定の条件を満たす場合には、前記排気弁の閉弁時期を遅角させて実圧縮比を下げ、前記ピストンの上死点近傍で前記燃料噴射弁により燃料噴射を行い、前記点火プラグを用いた火花点火により燃焼を行うように、前記内燃機関の制御を行う、内燃機関。
21. 請求項１９記載の内燃機関であって、さらに、
    前記シリンダ内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁を備え、
    前記制御部は、暖機時において、前記排気弁の閉弁時期を進角させて掃気期間を短くし、前記排気弁の閉弁時期近傍で前記燃料噴射弁により燃料噴射を行い、前記点火プラグを用いた火花点火により燃焼を行うように、前記内燃機関の制御を行う、内燃機関。
22. 請求項１記載の内燃機関であって、
    前記掃気ポートは、前記シリンダ内にスワールを生成するように形成された第１の掃気ポートと、前記シリンダ内に上昇気流を生成するように形成された第２の掃気ポートと、を含み、前記第１の掃気ポートの前記シリンダに面する開口部の上縁は、前記第２の掃気ポートの前記シリンダに面する開口部の上縁より、上方に位置するように構成されている、内燃機関。
23. 請求項２２記載の内燃機関であって、
    前記第１の掃気ポートは、前記シリンダの中心軸からずれた方向に向かって前記シリンダに接続されている接線ポートであり、前記第２の掃気ポートは、前記シリンダの中心軸に向かう方向に設けられているストレートポートである、内燃機関。
24. 請求項１ないし請求項２３のいずれかに記載の内燃機関であって、さらに、
    複数の前記シリンダと、
    前記掃気ポートに新気を供給する給気サージタンクと、
    を備え、
    前記給気サージタンクは、前記シリンダのシリンダブロック部に一体となって形成されている、内燃機関。
25. 予混合圧縮自着火運転が可能な２サイクル式内燃機関であって、
    シリンダとピストンとで構成される燃焼室と、
    前記シリンダのシリンダヘッド部に設けられた排気弁と、
    前記シリンダの周壁に接続され、前記ピストンの上下動によって前記シリンダに面する開口部が開閉する少なくとも２つの掃気ポートと、
    を備え、
    前記掃気ポートの少なくとも１つは、前記掃気ポートを開閉することができる開閉機構を備えており、
    前記内燃機関は、さらに、前記内燃機関の回転数および負荷に応じて前記開閉機構の開閉制御を行う制御部を備える、内燃機関。
26. 予混合圧縮自着火運転が可能な２サイクル式内燃機関であって、
    シリンダとピストンとで構成される燃焼室と、
    前記シリンダのシリンダヘッド部に設けられた排気弁と、
    前記シリンダの周壁に接続され、前記ピストンの上下動によって前記シリンダに面する開口部が開閉する第１と第２の掃気ポートと、
    を備え、
    前記第１の掃気ポートは、前記シリンダ内にスワールを生成するように形成されており、
    前記第２の掃気ポートは、前記シリンダ内に上昇気流を生成するように形成されており、
    前記第１の掃気ポートの前記シリンダに面する開口部の上縁は、前記第２の掃気ポートの前記シリンダに面する開口部の上縁より、上方に位置するように構成されている、内燃機関。

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