JP2018189010A - 内燃機関及び駆動システム - Google Patents

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Abstract

【課題】 ６サイクル内燃機関におけるポンピングロスを低減して出力の向上を図る。
【解決手段】 吸気，圧縮，前段点火，燃焼の後のピストン１４下降時に排気バルブ３０を開いて排気を行うとともに、ピストン１４が下死点となる手前で吸気バルブ２０も開いて、ピストン１４が再び上昇するまで掃気・吸気を行う。その後、バルブ２０，３０の両方を閉じてピストン１４上昇により圧縮を行うとともに、燃料ノズル４０から燃料を注入する。そして、ピストン１４が上死点（ないし上死点付近）となった時点で、点火プラグ１２により後段の点火を行う。燃焼によりピストン１４が下降し、排気バルブ３０を開いて排気する。６サイクルにおける加圧吸気から加圧排気に至る工程の代わりに、２サイクルの排気・掃気・吸気工程→圧縮工程→点火工程→燃焼工程→排気工程を行うことで、ポンピングロスを低減し、出力の増大や熱効率の向上を図る。
【選択図】図５

Description

本発明は、自動車のエンジンなどに好適な内燃機関及び駆動システムの改良に関するものである。
自動車用のエンジンとしては、２サイクル及び４サイクルの内燃機関が知られている。２サイクルエンジンは、クランクシャフトの１回転に１回の爆発であり、４サイクル内燃機関は２回転に１回の爆発である。これに対し、前記４サイクルの行程後に、掃気吸気行程及び掃気排気行程を追加した６サイクルのエンジンも知られており、クランクシャフトの３回転に１回の爆発となる。また、下記特許文献１には、前記４サイクルの排気行程から吸気行程に移る間に、空気吸気行程と、これによる燃焼室内の空気を加圧する加圧行程とを備え、これによって得られた加圧空気を吸気行程の後半にある他の気筒に供給するようにした６サイクルエンジンが開示されている。
これに対し、昨今の燃料高騰や温暖化対策などを背景に、内燃機関と電動モーターを組み合わせるようにしたハイブリッド方式のエンジンが注目されている。他に、環境負荷の低い方式としては、電気自動車，水素自動車，燃料電池自動車などが提案されている。そこで、本件出願人は、更なる燃料消費の改善を図るとともに、地球温暖化の抑制など環境負荷の低減を図ることができる、ハイブリッド方式に好適な内燃機関及び駆動システムを提案している（下記特許文献２参照）。
一方、排気ガス対策などの環境負荷への影響を低減するためには、トラックやバスなどの商用車における対策が重要である。しかしながら、バッテリを多用するハイブリッド方式や電気方式を、そのまま商用車に適用できるものではない。このような点からすると、当面の駆動システムとして、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンの燃料消費の低減を図ることも重要であり、今後のバイオ燃料の普及なども考慮すれば、将来的にも有効な手法であると考えられる。
特開平２−１１９６３５号公報 特開２０１０−３１７０５号公報
上述したように、従来の６サイクル内燃機関では、４サイクルの行程後に、吸気行程及び排気行程を追加して６サイクル工程としていたが、この２サイクルの工程において発生するポンピングロス（吸排気損失：吸気工程と排気工程において発生するエネルギー損失）がエンジン出力低下の原因となり、６サイクル内燃機関が４サイクル内燃機関に劣る主要な原因となっている。
本発明は、以上の点に着目したもので、その目的は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの６サイクル内燃機関におけるポンピングロスを低減して出力の増大を図ることである。他の目的は、排気ガスの再燃焼を行うことで後処理工程を低減・簡略化し、熱効率の向上を図ることである。
前記目的を達成するため、本発明の内燃機関は、シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行う内燃機関であって、６サイクルの内燃機関における吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程→加圧吸気工程→加圧排気工程のうちの加圧吸気から加圧排気に至る工程の代わりに、２サイクルの内燃機関の排気・掃気・吸気工程→圧縮工程→点火工程→燃焼工程→排気工程を行うことを特徴とする。
他の発明の内燃機関は、シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行う内燃機関であって、前記バルブとして、排気バルブと吸気バルブを備えており、
ａ，前記吸気バルブを開いてピストンを下降させることで吸気を行う前段吸気工程，
ｂ，前記吸気バルブ及び排気バルブが閉じた状態でピストンを上昇させ、圧縮を行う前段圧縮工程，
ｃ，ピストンが上死点ないし上死点付近となった時点で、前段の点火を行う前段点火工程，
ｄ，前記前段の点火によって燃焼を行い、ピストンが下降する前段燃焼工程，
ｅ，ピストンの下降時に排気バルブを開けることで排気を行う前段排気工程，
ｆ，排気バルブを開けた状態であって、ピストンが下死点となる手前で吸気バルブを開くことで、ピストンが再び上昇するまで吸気と掃気を行う掃気・吸気工程，
ｇ，排気バルブ，吸気バルブの両方を閉じてピストンを上昇させ、圧縮を行う後段圧縮工程，
ｈ，ピストンが上死点ないし上死点付近となった時点で、点火を行う後段点火工程，
ｉ，前記後段の点火によって燃焼を行い、ピストンが下降する後段燃焼工程，
ｊ，ピストンの下降時に排気バルブを開けることで排気を行う後段排気工程，
を、ピストンの３往復中に行うことを特徴とする。
主要な形態の一つによれば、前記前段点火工程において点火が行われる燃料と、前記後段点火工程において点火が行われる燃料とが異なることを特徴とし、例えば、前記前段点火工程において点火が行われる燃料がディーゼル燃料であり、前記後段点火工程において点火が行われる燃料がガソリン燃料であることを特徴とする。他の主要な形態の一つによれば、前記排気バルブ及び吸気バルブの開度が、低回転時よりも高回転時で大きくするバルブ開閉機構を備えたことを特徴とする。また、他の形態によれば、前記排気バルブ及び吸気バルブの開閉を行うカムとして、カムシャフトの回転によって突出量が変化するボールカムを使用したことを特徴とする。例えば、前記排気バルブ及び吸気バルブの開閉を行うカムシャフトをインナーとアウターによる二重構造とするとともに、速度に応じてインナーがアウターに対して回転してスライドする構造とし、前記インナーに設けた溝内にボールカムを収容し、前記アウターからの前記ボールカムの突出量が高回転時に多くなるとともに、進角方向にスライドする構造としたことを特徴とする。更に他の形態としては、前記シリンダを複数設けた多気筒構成としたことを特徴とする。
本発明の駆動システムは、前記いずれかの内燃機関を使用する駆動システムであって、前記排気バルブと吸気バルブの間に外部過給機とＥＧＲ装置を設け、低回転時は、前記排気バルブから排気された排気ガスを前記ＥＧＲ装置で冷却して前記吸気バルブに供給し、高回転時は、前記外部過給機の排気側タービンハウジングから排気ガスを前記ＥＧＲ装置で冷却して前記吸気バルブに供給することを特徴とする。主要な形態の一つによれば、前記いずれかの内燃機関と電気モータとを併用し、ハイブリッド方式としたことを特徴とする。本発明の前記及び他の目的，特徴，利点は、以下の詳細な説明及び添付図面から明瞭になろう。
本発明によれば、６サイクルの内燃機関における吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程→加圧吸気工程→加圧排気工程のうちの加圧吸気から加圧排気に至る工程の代わりに、２サイクルの内燃機関の排気・掃気・吸気工程→圧縮工程→点火工程→燃焼工程→排気工程を行うこととしたので、ポンピングロスを低減するとともに、出力の増大や熱効率の向上を図ることができる。
本発明の実施例１のエンジンの構造と主要工程を示す図である。 前記実施例１の主要工程を示す図である。 前記実施例１の主要工程を示す図である。 前記実施例１の主要工程を示す図である。 前記実施例１の主要工程をクランクシャフトの回転に対応して示す図である。 前記実施例１の主要工程をピストンの上下動に対応して示す図である。 本発明の実施例２の構成を示す図である。 本発明の実施例３のバルブ開閉機構を示す図である。 前記バルブ開閉機構の断面構造を示す図である。 前記バルブ開閉機構によるバルブ開閉の様子を示す図である。 本発明の実施例４の構成を示す図である。 前記実施例４の主要工程を示す図である。
以下、本発明を実施するための形態を、実施例に基づいて詳細に説明する。なお、以下の説明において、燃料がガソリンの場合は「点火」，ディーゼルの場合は「着火」というが、特に区別する必要がないときは、「点火」に「着火」も含めることとする。
最初に、図１〜図６を参照しながら、本発明の６サイクル運転工程の実施例１について説明する。図１(A)に示すように、本実施例の６サイクルエンジン１０では、シリンダ１１に対して、点火プラグ１２，２つのバルブ２０及び３０がそれぞれ設けられている。前記バルブ２０，３０のうち、吸気バルブ２０は、シリンダ１１内に外気を吸気する際に開くバルブであり、外部過給機による圧縮空気や、ＥＧＲ装置による還流排気ガスもシリンダ１１内に吸気される（後述する実施例２参照）。また、排気バルブ３０は、燃焼後のガスをシリンダ１１から排気する際に開くバルブである。前記吸気バルブ２０には、外気を導入する吸気ポート２２及び燃料を導入する燃料ポート４０が接続されており、前記排気バルブ３０には、燃焼後の残留ガスを排気する排気ポート３２が接続されている。シリンダ１１内のピストン１４は、コンロッド１６を介してクランクシャフト１８に接合している点は、公知の技術と同様である。
本実施例における６サイクル運転の主要工程におけるバルブ２０，３０の開閉とピストン１４の動きを示すと、図１(A)〜図４(J)に示すようになる。また、クランクシャフト１８の３回転に対応して主要工程を示すと、図５に示すようになる。更に、ピストン１４の３往復の上下動に対応して主要工程を示すと、図６に示すようになる（図５，図６中「前段着火」については後述）。これらの図に示すように、これらの図に示すように、本実施例では、燃料の点火が３回転中に２回行われるようになっており（前段点火と後段点火）、前段工程の吸気→圧縮→燃焼→排気と、後段工程の排気・掃気・吸気→圧縮→燃焼→排気の２つの工程が含まれている。また、全体としては６サイクルでありながら、その中に４サイクルの工程と２サイクルの工程が含まれているような運転が行われるようになっている。なお、前記工程は完全に分離しているわけではなく、一部重なっている工程がある。
以下、これらの図を参照して、本実施例の運転動作を説明する。
（１）図１(A)前段吸気工程：吸気バルブ２０を開いて、ピストン１４を下降させることで（矢印ＦＡ）、吸気ポート２２から吸気を行う。このとき、燃料ポート４０から燃料が導入され、空気と燃料の混合ガスがシリンダ１１内に導入される。
（２）図１(B)前段圧縮工程：吸気バルブ２０，排気バルブ３０が閉じた状態で、ピストン１４を上昇させ（矢印ＦＢ）、シリンダ１１内の混合ガスを圧縮する。
（３）図１(C)前段点火工程：ピストン１４が上死点（ないし上死点付近）となった時点で、点火プラグ１２により前段の点火を行う。
（４）図２(D)前段燃焼工程：前記点火により混合ガスが燃焼し、ピストン１４が下降する（矢印ＦＤ）。
（５）図２(E)前段排気工程：ピストン１４の下降時（矢印ＦＥ）に排気バルブ３０を開けることで、排気ポート３２から燃焼後の排気ガスの排気を行う。
（６）図２(F)掃気・吸気工程：ピストン１４が下死点となる手前で、吸気バルブ２０を開く。これにより、吸気バルブ２０から空気がシリンダ１１内に導入され、ピストン１４が再び上昇することで（矢印ＦＦ）、空気による掃気が行われる。このとき、空気とともに燃料ポート４０から燃料も導入される。
（７）図３(G)後段圧縮工程：バルブ２０，３０の両方を閉じて更にピストン１４が上昇し（矢印ＦＧ）、空気と燃料の混合ガスを圧縮する。
（８）図３(H)後段点火工程：ピストン１４が上死点（ないし上死点付近）となった時点で、点火プラグ１２により後段の点火を行う。
（９）図４(I)後段燃焼工程：前記点火により混合ガスが燃焼し、ピストン１４が下降する（矢印ＦＩ）。
（１０）図４(J)後段排気工程：ピストン１４の下降時（矢印ＦＪ）に排気バルブ３０を開くことで、排気ポート３２から燃焼後の排気ガスの排気を行う。
以上のように、本実施例によれば、次のような効果がある。
ａ，一般的な６サイクルにおける吸気（前段吸気）→圧縮（前段圧縮）→燃焼（前段燃焼）→掃気吸気→掃気排気の掃気吸気から掃気排気に至る工程の代わりに、２サイクルの吸気（掃気・吸気）→圧縮（後段圧縮）→燃焼（後段燃焼）→排気（後段排気）が行われる。このため、６サイクルの掃気吸気及び掃気排気において生ずるポンピングロスが低減されるようになる。
ｂ，クランクシャフト１８の３回転に前段及び後段の２回の割合で燃焼が行われる。このため、クランクシャフト３回転に１回の割合で燃焼が行われる６サイクルの場合と比較すると、出力が２倍以上に向上する。また、クランクシャフト２回転に１回の割合で燃焼を行う４サイクルの場合と比較すると、出力が１．３倍に向上する。このように、本実施例によれば、出力の増大や熱効率の向上を図ることができる。
ｃ，図２(F)に示したように、後段の点火・燃焼に入る前に、掃気と吸気がピストン１４の下死点前と下死点後に行われるので、図３(G)の圧縮の程度が低くなり、従って燃料も薄くてすむため、図４(J)の排気工程において燃焼後のガスが完全に排気されるようになる。
ｄ，また、図２(F)に示したように、後段の圧縮・点火・燃焼に入る前に、掃気と吸気がピストン１４の下死点前から下死点後に至る範囲で行われるので、排気時間が長くなり、シリンダ１１内の圧力が低下してピストン１４のフリクション（摩擦損失）が低減できる。
ｅ，２サイクル目の後段点火を薄燃焼にすることにより、機械損失をリンバーン燃焼エネルギーに変えており、クランクシャフト１８の回転を低く抑えることができるとともに、燃費も改善されるようになる。
ｆ，クランクシャフト１８の回転に対する燃焼回数の割合が高く、エンジンの始動が極めて良好となる。
次に、図７を参照しながら、本発明の実施例２について説明する。本実施例は、上述した実施例の１のエンジンに、外部過給機及びＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）装置を設けたエンジンシステム１００の例である。上述したように、６サイクルエンジン１０のシリンダ１１には２つのバルブ２０，３０が設けられており、バルブ２０，３０の間には、外部過給機（ターボチャージャー）８０，インタークーラー９０が設けられている。また、ＥＧＲ装置２００も設けられており、上述した外部過給機８０の吸気側と排気側から得た還流排気ガスを切換バルブ２１０で切り換え、ＥＧＲクーラー２２０を介して吸気バルブ２０に供給するようになっている。
次に、各部について詳述すると、バルブ２０，３０には、ロッカーアーム２０Ａ，３０Ａが設けられており、カムシャフトのカムが当接している。このカムの回転によって、図１〜図４に示したバルブ２０，３０の開閉動作が行われるようになっている。排気バルブ３０側の排気ポート３２は、管路３４を介して、前記外部過給機８０の排気側タービンハウジング８０Ｅに接続されている。排気側タービンハウジング８０Ｅの排気側は、高速側ＥＧＲ管路８２Ｈに接続されており、この高速側ＥＧＲ管路８２Ｈは排気管路８２Ｅに接続されている。前記排気ポート３２は、他方において、低速側ＥＧＲ管路８２Ｌにも接続されており、ＥＧＲ管路８２Ｌ，８２Ｈは、切換バルブ２１０の切換側にそれぞれ接続されている。これにより、低回転時はＥＧＲ管路８２Ｌが選択され、高回転時はＥＧＲ管路８２Ｈが選択されて、ＥＧＲクーラー２２０に接続されるようになっている。ＥＧＲクーラー２２０の還流排気ガスの吐出側は、管路２２２を介して、吸気バルブ２０の吸気ポート２２に接続されている。前記ＥＧＲ管路８２Ｌ，８２Ｈには、排気ガスの逆流を防ぐワンウエイバルブ（逆止弁）２０２Ｌ，２０２Ｈがそれぞれ設けられている。燃料ポート４０には、燃料であるガソリンがガソリンタンク２３０から噴射ノズル２３２を介して供給されるようになっている。また、排気管路８２Ｅには、必要に応じてガス浄化用の触媒（フィルタ）２４０が取り付けられている。
一方、上述した外部過給機８０の吸気側タービンハウジング８０Ｉには吸気口８４が設けられており、吸気側タービンハウジング８０Ｉの吐出側は、管路９２，インタークーラー９０，管路９４の順に接続されて、更に吸気ポート２２に接続されている。すなわち、外部過給機８０の吸気口８４から吸気された外気は、外部過給機８０による圧縮，インタークーラー９０による冷却の後、ＥＧＲ装置２００による還流排気ガスとともに、吸気バルブ２０からシリンダ１１内に導入されるようになっている。
次に、本実施例の動作を説明すると、低回転時は、切換バルブ２１０によって低速側ＥＧＲ管路８２Ｌが選択される。このため、矢印Ｆ７Ａ（太線）で示すように、排気ポート３２から排気された排気ガスが、ＥＧＲクーラー２２０に導入されて冷却され、管路２２２を介して吸気ポート２２に供給される。吸気ポート２２には、外部過給機８０の吸気側タービンハウジング８０Ｉから吐出された空気が、管路９２を介してインタークーラー９０で冷却された後、管路９４から供給されている。吸気ポート２２には、これら排気ガスと圧縮空気とが混合されて供給される。
一方、高回転時は、切換バルブ２１０によって高速側ＥＧＲ管路８２Ｈが選択される。このため、矢印Ｆ７Ｂ（点線）で示すように、外部過給機８０の排気側タービンハウジング８０Ｅから出力された排気ガスが、ＥＧＲクーラー２２０に導入されて冷却され、管路２２２を介して吸気ポート２２に供給される。吸気ポート２２には、外部過給機８０の吸気側タービンハウジング８０Ｉから吐出された空気が、管路９２を介してインタークーラー９０で冷却された後、管路９４から供給されている。
このように、本実施例によれば、低回転時は排気ガスを還流し、高回転時は圧縮した排気ガスを還流することとしているので、NOxの低減といった排気ガスの清浄化を図ることができる。特に、実施例１の６サイクルエンジン１０に対して適用することで、掃気・吸気から後段排気に至る２サイクルの工程で生ずる残留排気ガスの正常化に有効である。
次に、図８〜図１０を参照しながら、本発明の実施例３について説明する。上述したバルブ２０，３０を、図１〜図４に示した各工程に従って開閉するためには、ロッカーアームのカムを、開閉に対応する形状とすればよいが、本実施例は、それを工夫したものである。
図８には、上記実施例１の６サイクルエンジンに好適なバルブ開閉用の機構の例が示されている。図９はカムシャフトの主要断面図が示されており、図１０にはバルブ２０，３０の開閉との関係が示されている。いずれも、図(A)は低回転時，図(B)は高回転時の様子を示す。
これらの図において、カムシャフト３００にはカムプーリー３０２が設けられており、クランクシャフトタイミングギヤ３０４の回転駆動力がタイミングベルト３０６を介して伝達されるようになっている。３０８は、タイミングベルト３０６のテンションを調整するためのテンションアイドラーである。クランクシャフトタイミングギヤ３０４は、上述したクランクシャフト１８に設けられている。
次に、本実施例のカムシャフト３００は、図９に示すように、シャフトアウター３５０と、それに挿入されているシャフトインナー３６０の二重構造となっている。上述したカムプーリー３０２は、シャフトアウター３５０の外周に固定されている。シャフトアウター３５０とシャフトインナー３６０との接触面には螺旋ネジ３７０が設けられており、シャフトアウター３５０とシャフトインナー３６０の底には押圧用のスプリング３７２が設けられている。シャフトインナー３６０のスプリング３７２の当接部位と反対側にはプッシュロッド３６２が設けられており、このプッシュロッド３６２には、ガバナ３８０が設けられている。
図示の例では、ガバナ３８０は遠心式となっている。他に、電磁式，油圧式など、公知の各種の構造としてよい。低回転時は、ガバナ３８０は閉じてプッシュロッド３６２をスプリング３７２の付勢力に抗して押しており、シャフトインナー３６０はシャフトアウター３５０内に押し込められている。これに対し、高回転時は、ガバナ３８０が遠心力で開くようになり、プッシュロッド３６２，そしてシャフトインナー３６０がスプリング３７２に押されるようになる。このため、シャフトインナー３６０は、螺旋ネジ３７０による回転（図１０(B)矢印Ｆ１０参照）を伴ってプッシュロッド３６２方向にスライドするようになる（図９(B)矢印Ｆ９参照）。
一方、カムシャフト３００には、バルブ２０，３０を開くためのボールカム（剛球）４００が必要数設けられている。ボールカム４００は、シャフトインナー３６０に設けられたガイド溝４０２内に、シャフトアウター３５０から飛び出すことがなく、かつ、突出するように収容されている。シャフトインナー３６０に設けられたガイド溝４０２は、上述した螺旋ネジ３７０の螺旋方向に沿って、かつ図１０に示すように深さが変化するように形成されており、低回転時はガイド溝４０２の深い位置にボールカム４００はある。高回転時になると、上述したようにシャフトインナー３６０が螺旋ネジ３７０による回転を伴ってスライドするため、ボールカム４００は、ガイド溝４０２の浅い位置に移動して突出するようになる。また、カムシャフト３００の全体が、回転方向，すなわち図５において角度が進む進角方向にスライドするようになる。
このようなボールカム４００を有するカムシャフト３００は、図１０に示すように配置され、ロッカーアーム２０Ａ，３０Ａがボールカム４００で付勢されて、バルブ２０，３０を押し、図１〜図４に示した開閉動作が行われるようになっている。なお、図１０には、ボールカム４００として、代表的なものを一つ示している。
次に、本実施例の動作を説明する。まず、低回転時は、図８(A)〜図１０(A)に示すように、ガバナ３８０は閉じており、シャフトインナー３６０はシャフトアウター３５０内に押し込まれた状態となっている。このため、ボールカム４００の突出量は少なくなっている。これに対し、高回転時は、シャフトインナー３６０が回転してスライドし、ボールカム４００は、突出量が増大するともに、全体として進角方向に移動する。このため、
ａ，突出量の増大によって、ロッカーアーム２０Ａ，３０Ａを押す量が増大し、バルブ２０，３０が大きく開くようになる。すなわち、吸気，排気，掃気のバルブリフト量が増大する。このため、吸気，排気，掃気がよりスムーズに行われるようになる。
ｂ，ボールカム４００が進角方向に移動するため、図５に矢印Ｆ５で示すように、吸気，圧縮などの工程にオーバーラップが生ずる。このため、高回転時の出力が向上するようになる。
更に、本実施例によれば、ボールカム４００の突出量や進角を適宜調整することで、低コストでガソリンやディーゼル、シェールガス、天然ガスにも対応でき、更にはボールカム４００がロッカーアーム２０Ａ，３０Ａと点接触するため、フリクションロスも少ないといった利点もある。このようなバルブ開閉機構を、実施例１の６サイクルエンジンに適用することで、特に４サイクル工程と２サイクル工程におけるカムの大きさの変更に良好に対応することができる。図５に示す４サイクル工程では、バルブ２０，３０が開く角度はおよそ６０°であるのに対し、２サイクル工程では、前段排気でピストン下死点前約２５°ぐらい，掃気・吸気でピストン下死点前約２０°ぐらいである。これを一般的なカムで行なうことは、突出したカム形状となり、現実的ではない。しかし、本実施例のボールカム構造を適用すれば、ボールカム４００の径を変更することで突出量を変化させ、バルブ２０，３０が開く角度を調整することができ、好都合である。
次に、図１１及び図１２も参照しながら、本発明の実施例４について説明する。前記実施例では、前段の各工程と後段の各工程において、ガソリンのみ，ディーゼルのみ，といった一種類の燃料を使用することとしているが、本実施例のエンジンシステム５００では、２種類の燃料を使用しており、例えば、前段の４サイクルの工程ではディーゼルを燃焼させ、後段の２サイクルの工程ではガソリンを燃焼させるようにしたものである。図１１において、シリンダ１１には、上述した点火プラグ１２，２つのバルブ２０及び３０に加えて、燃料ノズル５１４が設けられており、ディーゼルタンク５１０から噴射ポンプ５１２を介してディーゼル燃料（軽油）が供給されるようになっている。
ガソリン燃料側の噴射ノズル２３２と、ディーゼル燃料側の噴射ポンプ５１２の動作は、クランク角センサ５２０によって検知されるクランク角度に基づいて、ＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）により制御されている。すなわち、図５，図６に示すように、前段では、噴射ポンプ５１２からディーゼル燃料が供給されて前段着火が行われ、後段では、前記実施例と同様に、噴射ノズル２３２からガソリン燃料が供給されて後段点火が行われる。図１２には、前段工程が示されており、同図(A)に示す前段吸気工程では、燃料ノズル５１４からディーゼル燃料がシリンダ１１内に供給される。そして、同図(B)の前段圧縮後、同図(C)に示す前段着火工程となる。他の工程については、前記実施例と同様である。
このように、本実施例によれば、前段ではディーゼル燃料を使用し、後段ではガソリン燃料を使用することとしたので、次のような効果が得られる。
ａ，ディーゼル燃料を使用することで、ガソリン燃料を使用する場合と比較して、熱効率の向上，出力の増大，低燃費化を図ることができる。
ｂ，前段のディーゼル燃料の燃焼で発生する排気ガスは、ＥＧＲ装置２００により、後段のガソリン燃料の燃焼で再燃焼する（セタン，オクタンの再燃焼）。この再燃焼によって、前段の排気ガス中のＮＯx（窒素酸化物）やＨＣ（炭化水素）が低減されるようになる。また、触媒２４０による除去も行われる。このため、ディーゼル燃料のみを使用する場合と比較して、排気ガスの清浄化を図ることができる。
なお、本発明は、上述した実施例に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加えることができる。例えば、以下のものも含まれる。
（１）前記実施例では、シリンダ１つの場合（１気筒）を主として説明したが、もちろん公知の多気筒構成とすることでクランクシャフトの回転を滑らかにすることを妨げるものではない。
（２）前記実施例で示したピストン機構やバルブ開閉機構などは一例であり、同様の作用を奏するように公知技術を適用して設計変更可能である。燃料の導入も、燃料ポート４０から供給する外、直噴式など、公知の各種の方式としてよい。
（３）本発明は、主としてガソリンエンジンに好適であるが、ディーゼル，ＬＰガス（天然ガス），エタノール，水素，シェールガスなど各種の燃料に適用することができる。また、一般の乗用車に限らず、トラック，バス，船舶，発電機など、各種の用途に適用してよい。更に、ハイブリッド方式の内燃機関に適用することを、妨げるものではない。
（４）前段と後段の燃料として、前記実施例ではガソリンの場合を示したが、ディーゼルやＬＰガスを使用してもよい。すなわち、前段：後段が、
ａ，ガソリン：ガソリン
ｂ，ディーゼル：ディーゼル
ｃ，ＬＰガス：ＬＰガス
が考えられる。また、前段と後段で異なる燃料を使用する例では、前段をディーゼル燃料，後段をガソリン燃料としたが、前段と後段の組み合わせは、各種考えられる。例えば、前段：後段が、
ａ，ディーゼル：ガソリン
ｂ，ディーゼル：ＬＰガス
ｃ，ＬＰガス：ガソリン
といった組み合わせも可能である。
本発明によれば、６サイクルの内燃機関における吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程→加圧吸気工程→加圧排気工程のうちの加圧吸気から加圧排気に至る工程の代わりに、２サイクルの内燃機関の排気・掃気・吸気工程→点火工程→燃焼行程→排気工程を行うこととしたので、ポンピングロスを低減するとともに、出力の増大や熱効率の向上を図ることができ、自動車のガソリンエンジンなどの内燃機関に好適である。
１０：６サイクルエンジン
１１：シリンダ
１２：点火プラグ
１４：ピストン
１６：コンロッド
１８：クランクシャフト
２０：吸気バルブ
２０Ａ，３０Ａ：ロッカーアーム
２２：吸気ポート
３０：排気バルブ
３２：排気ポート
３４：管路
４０：燃料ポート
８０：外部過給機
８０Ｅ：排気側タービンハウジング
８０Ｉ：吸気側タービンハウジング
８２Ｅ：排気管路
８２Ｌ，８２Ｈ：管路
８４：吸気口
９０：インタークーラー
９２，９４：管路
１００：エンジンシステム
２００：ＥＧＲ装置
２１０：切換バルブ
２２０：クーラー
２２２：管路
２３０：ガソリンタンク
２３２：噴射ノズル
２４０：触媒（フィルタ）
３００：カムシャフト
３０２：カムプーリー
３０４：クランクシャフトタイミングギヤ
３０６：タイミングベルト
３５０：シャフトアウター
３６０：シャフトインナー
３６２：プッシュロッド
３７０：螺旋ネジ
３７２：スプリング
３８０：ガバナ
４００：ボールカム
４０２：ガイド溝
５００：エンジンシステム
５１０：ディーゼルタンク
５１２：噴射ポンプ
５１４：燃料ノズル
５２０：クランク角センサ
５２２：ＥＣＵ
自動車用のエンジンとしては、２サイクル及び４サイクルの内燃機関が知られている。２サイクル内燃機関は、クランクシャフトの１回転に１回の爆発であり、４サイクル内燃機関は２回転に１回の爆発である。これに対し、前記４サイクルの工程後に、掃気吸気工程及び掃気排気工程を追加した６サイクルのエンジンも知られており、クランクシャフトの３回転に１回の爆発となる。また、下記特許文献１には、前記４サイクルの排気工程から吸気工程に移る間に、空気吸気工程と、これによる燃焼室内の空気を加圧する加圧工程とを備え、これによって得られた加圧空気を吸気工程の後半にある他の気筒に供給するようにした「６サイクルエンジン」が開示されている。
上述したように、従来の６サイクル内燃機関では、４サイクルの工程後に、吸気工程及び排気工程を追加して６サイクル工程としていたが、この２サイクルの工程において発生するポンピングロス（吸排気損失：吸気工程と排気工程において発生するエネルギー損失）がエンジン出力低下の原因となり、６サイクル内燃機関が４サイクル内燃機関に劣る主要な原因となっている。
前記目的を達成するため、本発明の内燃機関は、シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行う内燃機関であって、６サイクルの内燃機関における吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程→加圧吸気工程→加圧排気工程のうちの加圧吸気から加圧排気に至る工程の代わりに２サイクルの内燃機関における吸気工程・圧縮工程→燃焼工程・排気工程を行う際に、前記６サイクルにおける燃焼工程後に下死点付近で排気・掃気・吸気工程を行うことで、吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気・掃気・吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程の動作を前記ピストンの３往復中に行い、これらピストン３往復の動作を繰り返し行うことを特徴とする。
他の発明の内燃機関は、シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行う内燃機関であって、前記バルブとして、排気バルブと吸気バルブを備えており、
ａ，前記吸気バルブを開いてピストンを下降させることで吸気を行う前段吸気工程，
ｂ，前記吸気バルブ及び排気バルブが閉じた状態でピストンを上昇させ、圧縮を行う前段圧縮工程，
ｃ，ピストンが上死点ないし上死点付近となった時点で、前段の点火を行う前段点火工程，
ｄ，前記前段の点火によって燃焼を行い、ピストンが下降する前段燃焼工程，
ｅ，ピストンの下降時に排気バルブを開けることで排気を行う前段排気工程，
ｆ，排気バルブを開けた状態であって、ピストンが下死点となる手前で吸気バルブを開くことで、ピストンが再び上昇するまで吸気と掃気を行う掃気・吸気工程，
ｇ，排気バルブ，吸気バルブの両方を閉じてピストンを上昇させ、圧縮を行う後段圧縮工程，
ｈ，ピストンが上死点ないし上死点付近となった時点で、点火を行う後段点火工程，
ｉ，前記後段の点火によって燃焼を行い、ピストンが下降する後段燃焼工程，
ｊ，ピストンの下降時に排気バルブを開けることで排気を行う後段排気工程，
を、ピストンの３往復中に行い、これらピストン３往復の動作を繰り返し行うことを特徴とする。
主要な形態の一つによれば、前記前段点火工程において点火が行われる燃料と、前記後段点火工程において点火が行われる燃料とが異なることを特徴とし、例えば、前記前段点火工程において点火が行われる燃料がディーゼル燃料であり、前記後段点火工程において点火が行われる燃料がガソリン燃料であることを特徴とする。他の主要な形態の一つによれば、前記排気バルブ及び吸気バルブの開度が、低回転時よりも高回転時で大きくするバルブ開閉機構を備えたことを特徴とする。また、他の形態によれば、前記排気バルブ及び吸気バルブの開閉を行うカムとして、カムシャフトの回転によって突出量が変化するボールカムを使用したことを特徴とする。例えば、前記排気バルブ及び吸気バルブの開閉を行うカムシャフトをインナーとアウターによる二重構造とするとともに、速度に応じてインナーがアウターに対して回転してスライドする構造とし、前記インナーに設けた溝内にボールカムを収容し、前記アウターからの前記ボールカムの突出量が高回転時に多くなるとともに、進角方向にスライドする構造としたことを特徴とする。更に他の形態としては、前記シリンダを複数設けた多気筒構成としたことを特徴とする。
本発明によれば、６サイクルの内燃機関における吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程→加圧吸気工程→加圧排気工程のうちの加圧吸気から加圧排気に至る工程の代わりに、２サイクルの内燃機関における吸気工程・圧縮工程→燃焼工程・排気工程を行う際に、前記６サイクルにおける燃焼工程後に下死点付近で排気・掃気・吸気工程を行うことで、吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気・掃気・吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程の動作を前記ピストンの３往復中に行い、これらピストン３往復の動作を繰り返し行うこととしたので、ポンピングロスを低減するとともに、出力の増大や熱効率の向上を図ることができる。
以上のように、本実施例によれば、次のような効果がある。
ａ，一般的な６サイクルにおける吸気（前段吸気）→圧縮（前段圧縮）→燃焼（前段燃焼）→排気（前段排気）→掃気吸気→掃気排気の掃気吸気から掃気排気に至る工程の代わりに、２サイクルの吸気（掃気・吸気）→圧縮（後段圧縮）→燃焼（後段燃焼）→排気（後段排気）が行われる。このため、６サイクルの掃気吸気及び掃気排気において生ずるポンピングロスが低減されるようになる。
ｂ，クランクシャフト１８の３回転に前段及び後段の２回の割合で燃焼が行われる。このため、クランクシャフト３回転に１回の割合で燃焼が行われる６サイクルの場合と比較すると、出力が２倍以上に向上する。また、クランクシャフト２回転に１回の割合で燃焼を行う４サイクルの場合と比較すると、出力が１．３倍に向上する。このように、本実施例によれば、出力の増大や熱効率の向上を図ることができる。
ｃ，図２(F)に示したように、後段の点火・燃焼に入る前に、掃気と吸気がピストン１４の下死点前と下死点後に行われるので、図３(G)の圧縮の程度が低くなり、従って燃料も薄くてすむため、図４(J)の排気工程において燃焼後のガスが完全に排気されるようになる。
ｄ，また、図２(F)に示したように、後段の圧縮・点火・燃焼に入る前に、掃気と吸気がピストン１４の下死点前から下死点後に至る範囲で行われるので、排気時間が長くなり、シリンダ１１内の圧力が低下してピストン１４のフリクション（摩擦損失）が低減できる。
ｅ，２サイクル目の後段点火を薄燃焼にすることにより、機械損失をリンバーン燃焼エネルギーに変えており、クランクシャフト１８の回転を低く抑えることができるとともに、燃費も改善されるようになる。
ｆ，クランクシャフト１８の回転に対する燃焼回数の割合が高く、エンジンの始動が極めて良好となる。
本発明によれば、６サイクルの内燃機関における吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程→加圧吸気工程→加圧排気工程のうちの加圧吸気から加圧排気に至る工程の代わりに２サイクルの内燃機関における吸気工程・圧縮工程→燃焼工程・排気工程を行う際に、前記６サイクルにおける燃焼工程後に下死点付近で排気・掃気・吸気工程を行うことで、吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気・掃気・吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程の動作を前記ピストンの３往復中に行い、これらピストン３往復の動作を繰り返し行うこととしたので、ポンピングロスを低減するとともに、出力の増大や熱効率の向上を図ることができ、自動車のガソリンエンジンなどの内燃機関に好適である。
他の発明の内燃機関は、シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行う内燃機関であって、前記バルブとして、排気バルブと吸気バルブを備えており、
ａ，前記吸気バルブを開いてピストンを下降させることで吸気を行う前段吸気工程，
ｂ，前記吸気バルブ及び排気バルブが閉じた状態でピストンを上昇させ、圧縮を行う前段圧縮工程，
ｃ，ピストンが上死点ないし上死点付近となった時点で、前段の点火を行う前段点火工程，
ｄ，前記前段の点火によって燃焼を行い、ピストンが下降する前段燃焼工程，
ｅ，ピストンの下降時に排気バルブを開けることで排気を行う前段排気工程，
ｆ，排気バルブを開けた状態であって、ピストンが下死点となる手前で吸気バルブを開くことで、ピストンが再び上昇するまで吸気と掃気を行う掃気・吸気工程，
ｇ，排気バルブ，吸気バルブの両方を閉じてピストンを上昇させ、圧縮を行う後段圧縮工程，
ｈ，ピストンが上死点ないし上死点付近となった時点で、点火を行う後段点火工程，
ｉ，前記後段の点火によって燃焼を行い、ピストンが下降する後段燃焼工程，
ｊ，ピストンの下降時に排気バルブを開けることで排気を行う後段排気工程，
を、ピストンの３往復中に行い、これらピストン３往復の動作を繰り返し行うことを特徴とする。
主要な形態の一つによれば、前記前段点火工程において点火が行われる燃料と、前記後段点火工程において点火が行われる燃料とが異なることを特徴とし、例えば、前記前段点火工程において点火が行われる燃料がディーゼル燃料であり、前記後段点火工程において点火が行われる燃料がガソリン燃料であることを特徴とする。他の主要な形態の一つによれば、前記排気バルブ及び吸気バルブの開度が、低回転時よりも高回転時で大きくするバルブ開閉機構を備えたことを特徴とする。また、他の形態によれば、前記シリンダを複数設けた多気筒構成としたことを特徴とする。

Claims (10)

  1. シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行う内燃機関であって、
    ６サイクルの内燃機関における吸気工程→圧縮工程→燃焼工程→排気工程→加圧吸気工程→加圧排気工程のうちの加圧吸気から加圧排気に至る工程の代わりに、２サイクルの内燃機関の排気・掃気・吸気工程→圧縮工程→点火工程→燃焼工程→排気工程を行うことを特徴とする内燃機関。
  2. シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行う内燃機関であって、
    前記バルブとして、排気バルブと吸気バルブを備えており、
    前記吸気バルブを開いてピストンを下降させることで吸気を行う前段吸気工程，
    前記吸気バルブ及び排気バルブが閉じた状態でピストンを上昇させ、圧縮を行う前段圧縮工程，
    ピストンが上死点ないし上死点付近となった時点で、前段の点火を行う前段点火工程，
    前記前段の点火によって燃焼を行い、ピストンが下降する前段燃焼工程，
    ピストンの下降時に排気バルブを開けることで排気を行う前段排気工程，
    排気バルブを開けた状態であって、ピストンが下死点となる手前で吸気バルブを開くことで、ピストンが再び上昇するまで吸気と掃気を行う掃気・吸気工程，
    排気バルブ，吸気バルブの両方を閉じてピストンを上昇させ、圧縮を行う後段圧縮工程，
    ピストンが上死点ないし上死点付近となった時点で、点火を行う後段点火工程，
    前記後段の点火によって燃焼を行い、ピストンが下降する後段燃焼工程，
    ピストンの下降時に排気バルブを開けることで排気を行う後段排気工程，
    を、ピストンの３往復中に行うことを特徴とする内燃機関。
  3. 前記前段点火工程において点火が行われる燃料と、前記後段点火工程において点火が行われる燃料とが異なることを特徴とする請求項２記載の内燃機関。
  4. 前記前段点火工程において点火が行われる燃料がディーゼル燃料であり、前記後段点火工程において点火が行われる燃料がガソリン燃料であることを特徴とする請求項３記載の内燃機関。
  5. 前記排気バルブ及び吸気バルブの開度が、低回転時よりも高回転時で大きくするバルブ開閉機構を備えたことを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載の内燃機関。
  6. 前記排気バルブ及び吸気バルブの開閉を行うカムとして、カムシャフトの回転によって突出量が変化するボールカムを使用したことを特徴とする請求項１〜５のいずれか一項に記載の内燃機関。
  7. 前記排気バルブ及び吸気バルブの開閉を行うカムシャフトをインナーとアウターによる二重構造とするとともに、
    速度に応じてインナーがアウターに対して回転してスライドする構造とし、
    前記インナーに設けた溝内にボールカムを収容し、前記アウターからの前記ボールカムの突出量が高回転時に多くなるとともに、進角方向にスライドする構造としたことを特徴とする請求項６記載の内燃機関。
  8. 前記シリンダを複数設けた多気筒構成としたことを特徴とする請求項１〜７のいずれか一項に記載の内燃機関。
  9. 請求項１〜８のいずれか一項に記載の内燃機関を使用する駆動システムであって、
    前記排気バルブと吸気バルブの間に外部過給機とＥＧＲ装置を設け、
    低回転時は、前記排気バルブから排気された排気ガスを前記ＥＧＲ装置で冷却して前記吸気バルブに供給し、
    高回転時は、前記外部過給機の排気側タービンハウジングから排気ガスを前記ＥＧＲ装置で冷却して前記吸気バルブに供給することを特徴とする駆動システム。
  10. 請求項１〜８のいずれか一項に記載の内燃機関と電気モータとを併用したことを特徴とするハイブリッド方式の駆動システム。
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