JP2007285287A - 容積形内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】簡単かつ小型にして、すぐれた、排気騒音低減機能を発揮することができ、しかも、排気騒音の低減に伴う排気抵抗の増加をほとんど生じず、むしろ熱効率を高めることができる容積形内燃機関を提供する。
【解決手段】燃焼室３と、燃焼室３の開閉を司る吸気バルブ４および排気バルブ５と、燃焼室３の容積変化をもたらすピストン７と、排気バルブ５の下流側に順次設けた排気ポート９および排気管１０とを具えるものであって、排気ポート９を区画するシリンダヘッド２内に、排気流路を狭窄する絞り部１１を組込み配置してなる。
【選択図】図１

Description

本発明は、吸気および排気を間欠的に行う容積形内燃機関に関するものであり、とくには、排気バルブから排気ポートおよび排気管を経て排出される燃焼ガスの排気騒音を低減させ、併せて、熱効率（動力性能）をも改善することができる技術を提案するものである。

たとえば、ガソリンエンジン（花火点火機関）およびディーゼルエンジン（圧縮点火機関）のように、吸気および排気を間欠的に行う容積形内燃機関を使用する分野は、自動車、発電、建設機械、船舶等幅広い分野にわたる。
このような容積形内燃機関では、たとえば、膨張行程の下死点付近で高温度、高圧力の燃焼ガスを排気バルブから、瞬時に開放するときに発生する排気騒音が、車両その他の高性能化等の要求の下で問題となっている。

また、自動車等の容積形内燃機関から発生する排気騒音は、それらが発する騒音のうちの多くの部分を占めているので、その排気音の低減は、環境対策の一環としても重要である。

そこで現在は、自動車等の排気騒音の低減を、多くは、排気管の屈曲、膨張、収縮などを用いた抵抗形消音器および吸音材形消音器の少なくとも一方によって行うこととしており、排気騒音それ自体は、これによって有効に低減されることになる。

しかるに、抵抗形消音器および／または吸音材形消音器とを用いるこのような従来技術にあっては、消音器それ自体の構造が複雑になるとともに、消音器の大型化が不可避となり、しかも、騒音の低減過程での排気抵抗が必然的に増加することになるため、エネルギー損失に伴う、機関の熱効率の低下が否めないという問題があった。

本発明は、従来技術が抱えるこのような問題点を解決することを課題とするものであり、それの目的とするところは、簡単かつ小型にして、すぐれた排気騒音低減機能を発揮することができ、しかも、排気騒音の低減に伴う排気抵抗の増加、ひいては、機関のエネルギー損失をほとんど生じないのみならず、むしろ熱効率を高めることができ、結果として、省エネルギー化を実現し、ＣＯ_２の発生量を削減できる消音手段を具えた容積形内燃機関を提供するにある。

本発明は、吸気および排気を間欠的に行う容積形内燃機関の排気騒音は、膨張行程の下死点付近で高温度、高圧力の燃焼ガスが排気バルブから開放されるときに発生する排気音であり、この排気音は、高圧力の燃焼ガスが、排気バルブによって瞬時に開放されるときに発生する衝撃波をその成分の大部分とするものである点、および、その衝撃波を緩和させるためには、排気バルブの直後の、排気圧力が自然減衰しないうちに、排気圧力を速度エネルギーに変換して迅速なる排気を行うことが有効である点に着目し、併せて、排気速度の増加は、排気効率を高め、これによって、機関の熱効率が改善されるという点に着目することによりなされたものである。

本発明に係る、速度形内燃機関とは区別される容積形内燃機関は、燃焼室、燃焼室の開閉を司る吸気バルブおよび排気バルブ、燃焼室の容積変化をもたらすピストン、ならびに、排気バルブの下流側に順次設けた排気ポートおよび排気管を具えるものであって、排気バルブより下流側の排気流路に、消音手段としての、流路を狭窄する絞り部を、たとえば介装等することによって設けてなるものである。

ここで好ましくは、その絞り部を、排気バルブのバルブシートから、流路中心線に沿って１０〜１０００ｍｍの範囲、より好適には１０〜５００ｍｍの範囲内に配設する。
また、絞り部は、排気ポートを形成したシリンダヘッド内に、または、排気管の上流側で、排気ポートに隣接させて配設することが好ましい。

ところで、絞り部の、最狭窄部の流路断面積は、排気ポートの出口断面積の５〜９０％、とくには２０〜３０％の範囲とすることおよび／または、排気管入口断面積の５〜８０％の範囲とすることが好ましい。
なお、排気ポートの出口断面積および、排気管の入口断面積のそれぞれは、多くの場合、１．７６６〜７０６．５ｃｍ^２の範囲にある。

そして、絞り部の、中心線に沿う断面形状は、上流側から下流側に向けて漸次縮小、漸次拡大形状とすることが好ましく、それの、最狭窄部の流路断面輪郭形状は、円形、長円形、楕円形もしくは隅切り多角形とすることが好ましい。
ここで、「隅切り多角形」とは、多角形の角部を弧状に形成したものをいうものとする。

本発明の容積形内燃機関では、排気流路内に簡単にして小型の、消音手段としての流路狭窄絞り部を設け、その絞り部で、排気バルブによって開放された衝撃波の圧力エネルギーの多くの部分を速度エネルギーに速やかに変換することにより、絞り部の下流側の排気圧力を大きく低減させることができ、この結果として、排気騒音を有利に低減させることができる。
かくしてここでは、簡単な構造の、小型の消音手段をもって、排気抵抗をほとんど増加させることなく、排気騒音を効果的に低減させることができ、機関の熱効率を有効に向上させることができる。

なおこの場合は、排気流路に絞り部を設けることにより、絞り部より上流側の圧力の僅かな増加は不可避となるが、絞り部の配設位置、形状、直径等の選択によって排気抵抗を極力低減させたときは、燃料消費量の増加なくして、機関の動力性能を大きく向上させて、熱効率を一層高めることができる。

ここにおいて、絞り部を、排気バルブのバルブシートから、流路中心線に沿って１０〜１０００ｍｍ、とりわけ１０〜５００ｍｍの範囲内に配設した場合は、絞り部より上流側の排気圧力の自然減衰もなく、したがって、絞り部の下流側の排気圧力を大きく低減させることができ、その結果として、排気騒音が有利に低減されることになる。
一方、１０００ｍｍを超えると、排気圧力の自然減衰が進行しすぎる結果として、絞り部を設けてなお、それの上流側と下流側との間の圧力差を、十分に高めることができず、結果として、排気騒音を所期したほど（５ｄＢ以上）に低減させることができない。

また、絞り部を、排気ポートを形成したシリンダヘッド内に配設するときは、排気の、絞り部の前後の圧力差を十分大きくしてより高い騒音低減効果をもたらすことができる。
なお、その絞り部を、排気管の上流側で、排気ポートに隣接させて配設するときは、シリンダヘッドに特別な加工を施すことなく、既存のシリンダヘッド等に対しても、小型の絞り部を簡易に装着することができる。

そして、絞り部の最狭窄部の流路断面積を、排気ポートの出口断面積の５〜９０％、なかでも２０〜３０％の範囲としたときは、絞り部の上流側と下流側との圧力差を効果的に高めて、一層の騒音低減効果を実現することができる。
すなわち、それが５％未満では、最狭窄部より上流側の圧力が高くなりすぎることに起因する排気抵抗の増加、ひいては、騒音低減効果および熱効率の低下のおそれが高くなる。
そして、これらのことは、その最狭窄部の流路断面積を、排気管入口断面積の５〜８０％の範囲としたときにもまた同様である。

ところで、絞り部の、中心線に沿う断面形状は、上流側から下流側に向けて漸次縮小、漸次拡大形状とし、最狭窄部を曲線形状とすることで、絞り部の上流側および下流側の流線の乱れに起因する渦の発生によって、運動エネルギーの一部が摩擦熱に変わることによるエネルギー損失を防ぐことができる。
さらに、このような絞り部の、最狭窄部の流路断面輪郭形状を、円形、長円形、楕円形もしくは隅切り多角形とした場合には、正方形、長方形などの多角形の角部での渦の発生のおそれを取り除くことができる。

以下に本発明の実施の形態を図面に示すところに基づいて説明する。
図１は、火花点火式四サイクル内燃機関をその要部にについて示す縦断面図であり、図中１はシリンダブロックを、２は、シリンダブロック１に気密に締結されるシリンダヘッドをそれぞれ示し、３は、それらの内部に、後述するピストンとの協働下で区画される燃焼室を示す。

この燃焼室３は、シリンダヘッド２に配設した吸気バルブ４および排気バルブ５の所要のタイミングでの進退運動によって間欠的に開閉される。ここで、これらの吸排気バルブ４、５はいずれも、燃焼室３の閉止時には、シリンダヘッド２に設けたバルブシート６に気密に密着される。

また図中７は、シリンダブロック内を往復ストロークして、燃焼室３の容積の拡縮変化をもたらすピストンを示し、この燃焼室３の容積は、それの圧縮行程および排気行程で、ピストン７がバルブ４、５に最も接近する、それの上死点位置で最小となる。

シリンダヘッド２の、吸気バルブ４の上流側には吸気ポート８を形成する一方、排気バルブ５の下流側には排気ポート９を形成し、この排気ポート９に、排気管１０を直接的もしくは間接的に連結する。
この図に示すところでは、シリンダヘッド２内で、排気バルブ５より下流側の排気流路に、消音手段として機能する、後に詳述する絞り部１１を組込み配置することで、排気管１０を、この絞り部１１を介して、排気ポート９に間接的に連結している。

また、絞り部１１は、図２に、同様の断面図で例示するように、シリンダブロック２の外側で、排気ポート９と隣接する位置に、排気流路の整列下で取り付けることもでき、この場合にも排気管１０は、絞り部１１を介して排気ポート９に間接的に連結されることになるも、図３に例示するように、排気管それ自体に絞り部１１を一体形成した場合には、排気管１０は、排気ポート９に直接的に連結されることになる。
なお、絞り部１１を排気管１０に一体形成するこの後者の場合には、図示例のように、絞り部１１を排気管１０の上流側の管端に一体形成するのみならず、排気管１０の延在途中に一体形成することもできる。

ここで、絞り部１１の、それの中心軸線に沿う、たとえば縦断面形状は、図４に矢印で示す排気の流動方向でみて、図４（ａ）に例示するような狭窄部１２を曲線状とした急縮小、急拡大とできることはもちろんであるが、図４（ｂ），（ｃ），（ｄ）に示すように、急縮小あるいは漸次縮小、漸次拡大とすることが、絞り部の上流側および下流側の流線の乱れによる、渦の発生を抑制する上で好適であり、なかでも、図４（ｄ）に示すように漸次縮小、漸次拡大とするとともに、流路の狭窄部１２を曲線状とすることが、排気圧力エネルギーを、速度エネルギーに円滑かつ効率よく変換する上でとくに好ましい。
なお、図４に示すところにおいて、流路断面積の減少をもたらす狭窄部１２の手前側に穿設した貫通孔１３は、排気圧力（静圧）測定用のセンサ取付孔を示す。

また、図４に示すところでは、絞り部１１を、排気ポート９の出口と、排気管１０の入口との間に介装する場合の一例として、いいかえれば、絞り部１１を、バルブシート６から３５〜６５ｍｍの範囲内に配置する場合の例として、絞り部１１の入口直径を、排気ポートの出口直径と同一の１５ｍｍ、出口直径を、排気管の入口直径と同一の２０ｍｍとしているも、絞り部１１のこれらの直径は、好ましくは、その絞り部１１が、排気バルブ５のバルブシート６から、流路中心線に沿って１０〜１０００ｍｍの範囲内に配設されることを条件として、流路段差を生じない限りにおいて、所要に応じて適宜に選択することができる。

以上のように構成することができる絞り部１１の、最狭窄部の流路断面積は、排気ポート９の出口断面積の５〜９０％、なかでも２０〜３０％とすることが好適であり、また、その最狭窄部の流路断面積は、排気管１０の入口断面積に対して５〜８０％とすることが好適である。

そしてまた、絞り部１１の、最狭窄部の流路断面輪郭形状、多くは、絞り部全体の流路断面輪郭形状もまた、円形、長円形、楕円形もしくは隅切り多角形とすることが、現実の排気ポート９および排気管１０の断面輪郭形状の勘案下でもまた好適である。
ちなみに、図４に示す絞り部１１は、流路の断面輪郭形状を、その全長にわたって円形としている。

実施例１
以上に述べた容積形内燃機関における、絞り部の排気騒音低減効果を、図５に概略を示す試験装置をもって試験した。
ここで、容積形内燃機関としては、排気量が４９ｃｃの空冷ガソリンエンジンを用い、絞り部は、図２について述べたように、エンジンのシリンダヘッドの外側で、排気ポート９と排気管１０との間に介装して配設した。

また、絞り部は、図４に示すように、３０ｍｍの全長を有するとともに、１５ｍｍの入口直径と、２０ｍｍの出口直径とを有するものとし、それの、中心軸線に沿う断面形状は、図４の（ａ）〜（ｄ）に示す各形状を有するものとした。
なお、絞り部による騒音低減効果の比較対象は、図６に示す断面形状を有し、絞り部と同一個所に配設される円筒部材とした。

そしてまた、ここでは排気管の全長を３０００ｍｍとし、排気管内圧力は、絞り部の下流側８０ｍｍの位置で測定した。
ここで、排気管内ゲージ圧力および、絞り部の、最狭窄部の上流側の絞り部内ゲージ圧力は、それぞれの圧力変換器からの信号を、動歪計を介して４チャンネルのシグナルプロセッサＤＰ６０００（以下「ＦＦＴ分析器」という）に入力し、そこで、予め圧力と校正された電圧を読み取ることにより測定した。

一方、排気管の出口（４５°、３００ｍｍ）で、マイクロホンにより捕集した排気騒音は、増幅器を介してＦＦＴ分析器に入力し、そこで周波数分解能が１２．５Ｈｚ、測定範囲が５０００Ｈｚの周波数分析を行い、それから排気騒音のオーバーオール値（排気音圧レベル）を求めることにより測定した。

エンジン回転数を２０００ｒｐｍ、スロットル開度を１／３とした運転条件の下で、最狭窄部の内径を７．５ｍｍとした、断面形状の異なるそれぞれの絞り部を用いた場合の測定排気騒音のオーバーオール値は、図７にグラフで示すようにほぼ９７ｄＢであったのに対し、図６に示す円筒部材を用いた場合の排気騒音は１０３ｄＢであり、絞り部を用いた場合には約６ｄＢの騒音低減効果があることが確認された。
そしてこのことは、図４（ｄ）に示す絞り部１１のように、流路を漸次縮小および漸次拡大とするとともに、流路の狭窄部を曲線状とした場合にとくに効果的であった。

実施例２
図５に示す試験装置を用い、エンジンの運転条件を実施例１の場合と同一にした状態で、図４（ｄ）に示す断面形状を有する絞り部の、最狭窄部の内径をパラメータとして、絞り部による熱効率の向上効果を試験した。
得られた熱効率は、図８に示す通りとなった。なお、図８中の△は、図６に示す円筒部材を、絞り部に代えて、排気ポートと排気管との間に介装した場合の熱効率を示す。
なお、ここでいう熱効率は、発生動力を、そのときの燃料消費量から換算した発熱量で除した値である。

図８のグラフによれば、熱効率は、絞り部の、最狭窄部の内径、ひいては、そこでの流路断面積が小さくなるほど大きくなることが解る。
しかるに、その断面積が小さくなりすぎると、先にも述べたように、上流側の排気圧力が増加して排気抵抗が大きくなりすぎる。

以上、火花点火式の、レシプロタイプの四サイクル内燃機関について説明したが、本発明は、他の種類のガソリンエンジン、ガスエンジン、ディーゼルエンジン等の、排気弁、排気ポートおよび排気管を具える各種の容積形内燃機関にも適用することができる。

本発明に係る火花点火四サイクル内燃機関の実施形態をその要部について示す縦断面図である。 本発明の他の実施形態を示す、図１と同様の断面図である。 本発明のさらに他の実施形態を示す、図１と同様の断面図である。 絞り部の、中心軸線に沿う縦断面形状を例示する図である。 試験装置の概略図である。 実施例での比較対象としての円筒部材を示す、図４と同様の断面図でる。 絞り部の、排気騒音低減効果を示すグラフである。 絞り部の、熱効率向上効果を示すグラフである。

符号の説明

１ シリンダブロック
２ シリンダヘッド
３ 燃焼室
４ 吸気バルブ
５ 排気バルブ
６ バルブシート
７ ピストン
８ 吸気ポート
９ 排気ポート
１０ 排気管
１１ 絞り部１２ 狭窄部
１３ 貫通孔

Claims (7)

1. 燃焼室と、燃焼室の開閉を司る吸気バルブおよび排気バルブと、燃焼室の容積変化をもたらすピストンとを具えるとともに、排気バルブの下流側に順次設けた排気ポートおよび排気管を具える容積形内燃機関であって、排気バルブより下流側の排気流路に流路を狭窄する絞り部を設けてなる容積形内燃機関。
2. 絞り部を、排気バルブのバルブシートから、流路中心線に沿って１０〜１０００ｍｍの範囲内に配設してなる請求項１に記載の容積形内燃機関。
3. 絞り部を、排気ポートを形成したシリンダヘッド内に配設してなる請求項１もしくは２に記載の容積形内燃機関。
4. 絞り部を、排気管の上流側で、排気ポートに隣接させて配設してなる請求項１もしくは２に記載の容積形内燃機関。
5. 絞り部の、最狭窄部の流路断面積を、排気ポートの出口断面積の５〜９０％の範囲としてなる請求項１〜４のいずれかに記載の容積形内燃機関。
6. 絞り部の、中心線に沿う断面形状を、上流側から下流側に向けて漸次縮小、漸次拡大形状としてなる請求項１〜５のいずれかに記載の容積形内燃機関。
7. 絞り部の、最狭窄部の流路断面輪郭形状を、円形、長円形、楕円形もしくは隅切り多角形としてなる請求項１〜６のいずれかに記載の容積形内燃機関。

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