JP3287847B2 - ロータリーバルブ用シール手段 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 この発明は、内燃式エンジンのロータリーバルブ用ガ
スシール手段の正確な作動を可能にするオイルシール手
段、ガスシール手段および減圧手段に関するものであ
る。

この発明は、ベアリングの支持領域内に存在する潤滑
剤および幾つかの場合には冷却目的で存在する潤滑剤を
ロータリーバルブ式の内燃式エンジンの燃焼室からシー
ルするためのシール手段、そして前記燃焼室からのガス
の軸線方向排出流をシールするためのシール手段を提供
する。このシール手段は、２ストローク型および４スト
ローク型の両方の種類の内燃式エンジンに適用すること
ができ、またこのシール手段は、中央作動部分がハウジ
ング内で回転するようにロータリーバルブが形成されて
いてそのロータリーバルブが当該ロータリーバルブとそ
のハウジングとの間の小さな作動隙間を維持するベアリ
ングにより支持されているような全てのロータリーバル
ブ構体に関連している。

この発明は、内燃式エンジンのロータリーバルブであ
って、円筒状バルブと、前記円筒状バルブの各端部にて
その円筒状バルブを前記エンジンのシリンダーヘッドの
孔内での回転のために、それら円筒状バルブとシリンダ
ーヘッドの孔との間の小さな半径方向隙間と、燃焼室と
その小さな半径方向隙間との間の連通手段とを伴って支
持するベアリング手段と、前記ベアリング手段の潤滑の
ためのオイルと、前記燃焼室への前記オイルの前記小さ
な半径方向隙間を通る軸線方向内向きの漏れを防止する
ために前記ベアリング手段に対し軸線方向内側に配置さ
れたオイルシール手段と、前記オイルシール手段と前記
ベアリング手段との間に位置してオイルを保持するオイ
ル保持空間と、前記燃焼室からのガスの前記小さな半径
方向隙間を通る軸線方向外向きの漏れを最少化するため
に前記オイルシール手段に対し軸線方向内側に配置され
たガスシール手段と、を持つロータリーバルブにおい
て、 前記各ガスシール手段が、前記円筒状バルブの周囲も
しくは前記シリンダーヘッドの孔内に形成された少なく
とも一つの周方向溝内に収容されて他方の表面へ向けて
半径方向へ予備荷重を与えられた少なくとも一つのピス
トンリング形の周囲シール要素からなり、また前記各オ
イルシール手段が、前記シリンダーヘッドの孔に対しこ
れも小さな半径方向隙間を持つ非回転の環状部材と、そ
の環状部材と前記シリンダーヘッドの孔との間の前記小
さな半径方向隙間をシールする第２のシール手段と、そ
の小さな半径方向隙間の周辺部に位置して前記周囲シー
ル要素と前記第２のシール手段との間に延在する環状キ
ャビティーとからなり、前記環状部材が、前記円筒状バ
ルブに配置された半径方向へ延在する面を摺動可能にシ
ールするために配置された実質的に半径方向へ延在する
面を有し、そしてスプリング手段が、前記環状部材の前
記半径方向へ延在する面を前記円筒状バルブの前記半径
方向へ延在する面へ向けて付勢するために前記環状部材
の一端部に作用している、ということを特徴としてい
る。

この発明の好ましい一実施態様はまた、圧縮ストロー
クの開始時の前記燃焼室からの高い圧力のガス流に起因
して前記環状キャビティー内で生ずる圧力が、前記環状
部材を離座させてその環状キャビティー内の高圧ガスが
前記オイル保持空間内に排気されることを可能にするよ
うに、前記スプリング手段に予備荷重を与えて、その高
圧ガスの排気が、前記周囲シール要素を前記周方向溝の
軸線方向外方の半径方向へ延在する面に対し密に着座さ
せるためにその周囲シール要素を横向きに付勢するのに
十分な圧力低下をもたらす前記環状キャビティー内での
圧力の急激な低下を生じさせるようにする手段からなる
減圧手段をも提供する。

この発明の好ましいもう一つの実施態様はまた、その
後の圧縮および膨張ストロークにおける前記環状キャビ
ティー内での圧力上昇を最少化する作用をする排気手段
であって、エンジンサイクルの全体に亘り前記環状キャ
ビティーと前記オイル保持空間との間に平均して正の圧
力勾配を確実に維持するために前記環状キャビティーか
らのガス流に対する十分な抵抗を有する排気手段をも提
供する。

以下に、この発明の本質がより良く理解され得るよう
に、添付図面を参照しつつこの発明の一実施態様の例示
の形で説明する。ここに図１は、シリンダーヘッドの孔
内に配置された、この発明に基づくロータリーバルブ構
体の一実施態様を示す縦断面図、図２は、その実施態様
におけるシール構体の詳細を示す、図１のＡ部の拡大断
面図、図３は、そのシール構体の一部を形成している環
状部材を示す断面図、図４は、その図３のＢ部の拡大
図、図５は、上記シール構体の作動を示す、そのシール
構体の一部の略線図、図６は、前記シール構体の作動を
制御する手段を示す、そのシール構体の一部の略線図、
図７は、図５に示す構成の変更例を示す、図５と同様の
図、そして図８は、図７に示す構成の変更例を示す、図
７と同様の図である。

図１には、この発明を具現化した一つの代表的なロー
タリーバルブ構体が示されている。この図１には、この
発明には関連しない構造の特徴的部分も含まれており、
それらについては特に説明はしない。

ロータリーバルブ10は、二つのニードルローラーベア
リング11によって支持されており、そのロータリーバル
ブの中央部分（すなわち上記二つのベアリングの間に位
置する領域）は、シリンダーヘッド12の孔20に対し常に
小さな半径方向隙間を維持して回転するように設計され
ている。燃焼室13からのガスの軸線方向排気流は、周囲
シール要素14の存在によって妨げられる。

周囲シール要素14は、ピストンリング形のもので、こ
の例ではロータリーバルブの周方向へ延在する溝27（図
２）内に収容されており、そしてそれらの周囲シール要
素14の周面は、上記シリンダーヘッド12の孔20へ向けて
予備荷重を与えられている。周囲シール要素14はその形
状から必然的に、それらの両端の間に小さな隙間を有し
ており、その隙間は、周囲シール要素14を通過する幾ら
かの漏れを許容する。この隙間を、この明細書では以後
「リング隙間」と呼ぶ。

周囲シール要素14は、それらを収容するための上記溝
27に対して小さな軸線方向隙間を有している。従って周
囲シール要素14は、上記燃焼室からのガスの軸線方向排
気流をシールするために、溝27の軸線方向外方の半径方
向へ延在する面28に対して押圧される必要がある。この
押圧が生ずれば、その周囲シール要素14を通過するガス
の漏れが、上記リング隙間と、上記シリンダーヘッド12
の孔20に対するロータリーバルブ10の周囲の半径方向隙
間とによって画成される小さな領域を通り得る流れにま
で制限される。

周囲シール要素14を溝27の軸線方向外方の半径方向延
在面28に対して押圧する予備荷重を与えることは不可能
である。というのはかかる予備荷重は、その溝27の軸線
方向外方の半径方向延在面28と周囲シール要素14の軸線
方向外方の半径方向延在面29との間への如何なる潤滑剤
の受け入れも妨げるからである。従って、軸線方向外方
の半径方向延在面28に対する周囲シール要素14の着座
は、その周囲シール要素14を半径方向延在面28へ向けて
軸線方向外方へ付勢するためにその周囲シール要素14に
横向きに作用する、十分な圧力降下の発生に依存するこ
とになる。

ニードルローラーベアリング11とシール構体16との間
の空間23内には、ローラーベアリング11を潤滑するため
および、ロータリーバルブ10内に肉抜き形成された通路
15を通る流れによってそのロータリーバルブ10を冷却す
るための手段としてのオイルが存在している。

このオイルの、燃焼室13内への移動は、シール構体16
の存在によって妨げられており、各シール構体16は、環
状部材17と、「Ｏ」リング（オーリング）21とからなっ
ている。

各シール構体16は、組み合わせ面シール／ワンウエイ
バルブとして作動するものであり、このシール構体16を
正確に作動させるには、以下の五つの特徴的部分が必要
とされる（図２参照）。

（ａ）環状部材17。この環状部材17の詳細は図３および
図４を参照のこと。この環状部材17は、その周辺部分に
て周方向へ延在する溝および、ロータリーバルブの半径
方向延在面19に対し着座する磨かれた半径方向延在面18
を持つ環状のリングであり、この環状リングは、鋳鉄も
しくは他の適当な材料から作ることができる。この材料
は（金属特有の）高い剛性を有する必要がある。という
のはその環状リングの断面高さは、ロータリーバルブを
支持しているニードルローラーベアリング11の、典型的
には4mmしかない高さに制限されるからである。加え
て、シール構体16の作動は、ロータリーバルブの半径方
向延在面19から離間した後ウエーブスプリング22の作用
でその半径方向延在面19上へ戻る環状部材17の動きを必
然的に含むので、上記材料は、環状部材17の半径方向延
在面18が部分的に変形したり平坦度を損なったりするこ
となしに衝撃に耐え得るものである必要があり。この点
が、面シール要素の一方をカーボンとするのが一般的な
手法である面シールの慣用技術からの重要な逸脱部分で
あり、この出願では、カーボンが有する剛性および強度
は不十分である。

（ｂ）「Ｏ」リング21。

（ｃ）ウエーブスプリング22。

（ｄ）平面の向きがロータリーバルブ10の軸線に直角で
ある。ロータリーバルブ10上のバルブ半径方向延在面1
9。このロータリーバルブ10上の面19は、研削面であ
る。この面が磨かれていないのは、完成したロータリー
バルブ10上での上述した作動の性質の相違に起因するも
のである。この点も、もしも十分なシール性能を得るの
であれば互いに当接する両方の面が磨かれるのが必須で
ある面シールの慣用技術からの重要な逸脱部分である。

（ｅ）シール構体16の後面に作用するオイルの圧力が常
にそこに存在するよう配置された、オイルで満たされる
空間23。そのオイルの圧力は、ある大きさの、しかしな
がら小さい正の圧力でありさえすれば、その大きさは重
要ではない。この空間23は、その内部に収容されている
オイルの内方および外方へ向かう流れのための備蓄を有
している必要がある。

〔作動方法〕

前記エンジンが停止している時には、環状部材17の半
径方向延在面18は、スプリング22の存在によって、ロー
タリーバルブ10の半径方向延在面19と接触するように強
いられている。また空間23内のオイルの圧力はゼロであ
る。かくしてオイルは、それら二つの面間を通る移動を
妨げられている。そして環状部材17の周辺部を通るオイ
ルの漏れも、「Ｏ」リング21によって妨げられている。

前記エンジンが運転されている時には、状況はより複
雑なものとなる。すなわちピストンが、４ストロークサ
イクルの吸入、圧縮、膨張および排気ストロークに応じ
てシリンダー内で昇降するので、燃焼室13内には、周期
的に変化する圧力が生ずる。ロータリーバルブ10は、シ
リンダーヘッド12の孔20に対する半径方向隙間を有して
いるので、この圧力は、周囲シール要素14を収容してい
るバルブの溝27に直接的に連通している。この圧力の幾
分かもしくは全てによってどのように周囲シール要素14
が反応するかは、その周囲シール要素14と「Ｏ」リング
21との間の環状キャビティー24と関連するであろう。そ
れらのストロークの間の作動の詳細を、以下に説明す
る。

〔吸入ストローク〕

このストロークの間は、ピストンが、吸入路から空気
を引き込みながらシリンダー内で下降し、スロットルの
位置に応じて20kPaから90kPaまでの大きさの範囲で変化
する負の圧力が発生する。周囲シール要素14には、それ
をバルブの溝27にシール接触するように押圧する予備荷
重は存在しないので、この圧力は、環状キャビティー24
内にも存在するであろう。空間23内のオイルの圧力は正
であるので、半径方向延在面18を横切る圧力勾配が存在
し、その圧力勾配は、オイルを空間23から環状キャビテ
ィー24内へ移動させようとする。ここで、そのシール部
の当接している面は、両方共磨かれているという状態で
はないので、それらの面は完全な面シールとしては作用
せず、それゆえそれらの半径方向延在面18,19の間で
は、環状キャビティー24へ向かう少量のオイルの移動が
生ずるであろう。

〔圧縮ストローク〕

ピストンがシリンダー内で上昇を開始するとともに吸
入バルブが閉じると、シリンダー内の圧力は急速に上昇
し始め、周囲シール要素14に隣接するキャビティー25内
でも同様に、圧力が上昇するであろう。再びいうと、こ
のリングをそれが収容されている溝27の軸線方向外方の
半径方向延在面28へ押圧する予備荷重をこのリング14は
与えられていないので、ガスは、その周囲シール要素14
を通って環状キャビティー24内へ流れるであろうが、そ
のガスのさらなる漏出は、シール構体16の存在によって
防止されるであろう。これに引く続く出来事の順序は、
圧縮ストロークの開始時の溝27内での周囲シール要素14
の初期位置に応じて異なるものとなる。すなわち、周囲
シール要素14の軸線方向外方の半径方向延在面29が溝27
の軸線方向外方の半径方向延在面28に対し大きな距離を
あけて位置している場合には、それらの面間にはガスの
流れに対し極めて小さい抵抗が存在するであろう。そし
てそこには周囲シール要素14を横切って、それを溝27に
シール接触させるように付勢するには不十分な圧力降下
が存在するであろう。従って、環状キャビティー24内で
の圧力上昇は、極めて急速で、燃焼室31内での圧力上昇
に速やかに追従するものとなるであろう。シリンダー内
の圧力は上昇し続けるので、環状キャビティー24内の圧
力がスプリング22を圧縮して環状部材17を離座させるの
に十分な程高くなる段階が、到来するであろう。

この環状キャビティー24内の高圧のガスは次いで、半
径方向延在面18,19の間を通って空間23内のオイル内へ
漏れ出し、その結果としての環状キャビティー24内の急
激な圧力降下は、周囲シール要素14をそれが収容されて
いる溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28にシール接
触させるのに十分な、キャビティー25と環状キャビティ
ー24との間での圧力降下をもたらす。かくして、キャビ
ティー25から環状キャビティー24への空気の漏れは、周
囲シール要素14のリング隙間を通り得る空気の漏れだけ
に制限され、そのリング隙間は、極めて小さいので、僅
かな量の通過しか許容しない。

周囲シール要素14の軸線方向外方の半径方向延在面29
が溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28に対し小さな
距離の位置にある場合には、それらの面間にはそこを通
るガス流に対する相当の抵抗が存在するであろう。そし
てそこには周囲シール要素14を溝27にシール接触させる
ように付勢するのに十分な、かなりの圧力降下が生ずる
であろう。かくして、環状キャビティー24内への流れ
は、上記リング隙間を通り得る分だけに制限され、そこ
での圧力上昇は、燃焼室内での圧力上昇に対して十分遅
れた、比較的ゆっくりしたものとなるであろう。しかし
ながらこの低い漏れ出しの程度にもかかわらず、環状キ
ャビティー24の小さな容積は、概して、結局は環状キャ
ビティー24の圧力を、環状部材17を離座させるのに必要
な程度を越えるものにしてしまう。しかしながら、環状
キャビティー24内へのガスの低い漏れ出しの程度が環状
部材17の離座を防止するのに十分な程遅くなるような幾
つかの状況も存在する。例えば、エンジンが低負荷もし
くは無負荷で運転されている時には、燃焼室内での圧力
上昇はゆっくりしており、最高圧力も概して低いものと
なるので、幾つかの状況では、シリンダー内の最高圧力
が環状部材17を離座させるには不十分なものとなり得
る。他の状況でも、シリンダー内圧力は、利用可能な時
間内に、環状部材17を離座させるのに必要な圧力を達成
するのに十分な量のガスを上記リング隙間を通して移動
させるには不十分なものとなるかもしれない。

エンジンでは、溝27の軸線方向外方の半径方向延在面
28に対する周囲シール要素14の位置を制御することは不
可能である。それゆえ、上記ガスシールおよびオイルシ
ール構造では、上述した両極端の間の範囲での挙動が見
られるであろう。ここで注意すべき重要な点は、幾つか
の瞬間には、周囲シール要素14が正しく機能することは
環状部材17の離座によってのみ達成されるということで
ある。他の瞬間には、周囲シール要素14が正しく機能す
ることは環状部材17の離座なしでも達成されるが、その
着座した周囲シール要素14を通る漏れは概して、環状キ
ャビティー24内に、結局は環状部材17を離座させるに十
分な圧力をもたらす。

シール構体16の後側の、僅かに加圧されたオイルを保
持する空間23の存在は、環状部材17が当初に離座してい
る場合に、エネルギーを分散させるのに不可欠である。
図５の状況を考えてみると、環状部材17が着座して半径
方向延在面18,19が接触している時は、それを離座させ
るために作用する正味の力は、環状キャビティー24内の
圧力と、環状部材17の外径とシリンダーヘッド12の孔20
との間に含まれる面積との積であるが、環状部材17が
（図示のように）一旦持ち上げられて離座すると、空気
圧はこんどは環状部材17の半径方向延在面18全体に亘っ
て作用する。典型的には、それらの受圧面積の比は100
を越え、これにより環状部材17には、それを後退方向へ
加速するために極めて大きい衝撃的な力が作用すること
になる。環状部材17の半径方向延在面18は、それが当接
していたロータリーバルブの半径方向延在面19から離間
するように移動するので、シール構体16の後部の周囲の
オイルの存在は、そのオイルが空間23内からそこに連通
している肉抜き形成された通路15を通って外部へ移され
ねばならないことを意味する。かくしてその空間23内の
オイルは、ショックアブソーバーとして作用し、環状部
材17の軸線方向速度に比例した制動力を加える。

〔膨張ストローク〕

膨張ストロークの間、燃焼室内の圧力は、約6.89MPa
もしくは、スロットルのセット状態によってはそれ以上
の高さにさえ到達する。大部分の場合、環状部材17は上
記圧縮ストロークの間に既に離座しており、また周囲シ
ール要素14は溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28に
対し着座している。そして周囲シール要素14のリング隙
間を通る少量のガス漏れが、環状キャビティー24内を小
さな正の圧力に維持する。環状部材17は離座した状態を
維持され、そしてその空気は空間23内へ移動される。

〔排気ストローク〕

一旦排気バルブが開くと、シリンダー内の圧力は急速
に下降し、環状部材17はスプリング22によって、ロータ
リーバルブの半径方向延在面19上に再度着座させられ
る。

上記の点から明らかなように、どのエンジンサイクル
の間でも、環状キャビティー24は概して、吸入ストロー
クの間は負の、そして圧縮および膨張ストロークの間は
正の、振動的なガス圧を受けており、これに加えて、空
間23内には、加圧されたオイルが存在している。かくし
て、一サイクル中の幾つかの部分（例えば吸入）の間に
は、負の圧力勾配が環状キャビティー24と空間23との間
に存在し、その負の圧力勾配は、オイルを半径方向延在
面18,19間から環状キャビティー24へ向けて移動させる
役割を果たす。一サイクル中の他の部分（例えば圧縮お
よび膨張ストローク）の間に環状キャビティー24と空間
23との間に存在する正の圧力勾配は、環状キャビティー
24内のガスを半径方向延在面18,19間を通して空間23へ
向かわせる。この環状キャビティー24から空間23へ向か
うガスの移動は、半径方向延在面18,19間に存在するい
かなるオイルをも前方へ追いやる。

かくして、どのエンジンサイクルの間でも、一サイク
ル中の一部の間にオイルが、そのサイクル中のその後の
出来事によって空間23へ向けて押し戻されるためだけ
に、半径方向延在面18,19間から環状キャビティー24へ
向けて移動する、という一連の出来事が生ずる。ここで
のオイルは、二つの条件が維持される限り決して環状キ
ャビティー24に到達することはできないであろう。すな
わち、 （ｉ）エンジンサイクル全体に亘り、環状キャビティー
24と空間23との間の圧力勾配の平均が正であること。

（ii）エンジンサイクル中の、シリンダー内圧力が負で
あるどの部分の間についても、半径方向延在面18,19の
特性とそれらの面の半径方向高さとが、その半径方向高
さの全体を横切るオイルの移動を防止するのに十分であ
ること。

図1,図2,図５および図６に示す構成では、上記（ｉ）
の条件は常に満たされるであろう。これは、吸入ストロ
ークはサイクルタイムの四分の一を占めるに過ぎず、吸
入ストロークが有する圧力は最も低くても−100kPaに限
られる、という事実の結果である。

図1,図2,図５および図６で説明された機構では、環状
部材17が概ねエンジンサイクルの全体に亘って（しかし
ながら常にではなく）離座しているということが明言さ
れている。この環状部材17の離座は、上述した機構での
特別な場合であり、環状部材17が一旦離座すると、環状
キャビティー24と空間23との間の大きな正の圧力勾配
が、環状キャビティー24から空間23へのガスの急速な排
出流をもたらし、その排出されるガスは、その前方の、
半径方向延在面18,19上に存在する如何なるオイルも搬
送する。もしも環状部材17が着座し続けてもこの機構は
作動するが、環状キャビティー24から空間23内へ流れ得
るガスの程度は、利用し得る小さな通流領域および、そ
の流れの前方で半径方向延在面18,19間に挟まれたオイ
ルを押す必要性のゆえに厳しく制限される。かかる半径
方向延在面18,19の互いに近接した状態は、そのガスの
排出流に付加されるオイルに大きな粘性と毛管引力とを
生じさせる。

幾つかの種類のエンジンでは、ガスは給気管内で予め
混ぜられた空気と燃料との混合物からなり、環状部材17
が離座している時には、この空気と燃料との混合物の僅
かな部分が中間23内へ逃れて、その空間23内のオイルと
混ざり合う。これは、シリンダー内で生ずるのと同様の
状況であり、シリンダー内では、圧縮および膨張ストロ
ークの間に空気と燃料との混合物がピストンリングを通
ってクランクケース内へ漏れるが、それらはその後クラ
ンクケースから吸入システムへ排気され、そこからエン
シン内へ戻される。

後者の過程では、燃料の極めて僅かな部分は、オイル
と結合され、吸入システムへは戻らないが、その結果と
してのオイルの量の増加は、その程度が概してピストン
リングおよびバルブステムを通って燃焼室内へ失われる
オイルと相殺するのに十分な程少ない場合以外は、問題
となるであろう。

しかしながら、かかる過程とロータリーバルブで生ず
るそれとは、一つの大きな相違がある。すなわち、ピス
トンリングを通って逃げるガスの場合には、それらは空
気によって大部分が占められている空間内で膨張する
が、ロータリーバルブの場合には、それらはオイルで全
体的に占められた空間内で膨張する。かかる状況下で
は、燃料はより容易にオイル内に吸収されることが判明
している。従って、このオイルと燃料との混合物の量
は、オイル消費率よりも速く増加することができ、この
ことは油溜め内に保持されたオイルの量の明らかな増加
の問題を生じさせる。

シリンダー内に入る以前に予め混合された空気の燃料
とを使用するエンジンでは、オイルと混ざる燃料の割合
を最少化することが望ましく、このことは、環状部材17
の離座する回数および離座する時間の長さの少なくとも
一方を最少化することによって最も良く達成される。こ
のことは、環状キャビティー24を大気圧もしくはそれに
近い圧力の領域に連通させる大きな孔を設けることで、
達成され得る。すなわちこれにより、周囲シール要素14
を通る漏れは、環状キャビティー24内にいかなる顕著な
圧力上昇をも生じさせずに、大気中に排気されることが
できる。

しかしながらかかる解決方法は、満たされるべき条件
（ｉ）すなわち、エンジンサイクル全体に亘り、環状キ
ャビティー24と空間23との間に平均して正の圧力勾配を
有するという要求を許容しないであろう。従ってこの方
法では、空間23から環状キャビティー24へのオイルの漏
れが生ずるであろう。

しかしながら、もしも極めて小さい断面積の排気通路
31が、環状キャビティー24を大気圧の領域に連通させる
のに使用されるのであれば、その排気通路31を横切るか
なりの圧力低下が生ずるであろう。そしてその排気通路
断面積を適当に選択すれば、上記条件（ｉ）を満たすこ
とができる。かかる構成は、図７に示されており、その
排気通路31は、最も不利な作動状態下でも平均すると正
の圧力勾配が環状キャビティー24と空間23との間に確実
に維持される寸法とされている。ただしこの構成は、環
状部材17が離座しないであろうということを保障するも
のではなく、むしろ離座の頻度の最少化するものであ
る。

平均して正の圧力勾配を環状キャビティー24と空間23
との間に維持することに関する最も不利な作動状態は、
（ｉ）エンジン負荷およびスロットルのセット状態が低
い場合および、（ii）圧縮ストロークの開始時に周囲シ
ール要素14の軸線方向外方の半径方向延在面29が溝27の
軸線方向外方の半径方向延在面28と近接している場合に
生ずる。というのは、周囲シール要素14が直ちに溝27の
軸線方向外方の半径方向延在面28に着座し、環状キャビ
ティー24へ向かうガスの流れが前記リング隙間を通り得
る流れに制限されるからである。排気通路31の寸法は、
ガスの流出量がリング隙間を通る流入量に概ね一致して
環状キャビティー24内を適当な圧力に維持するように選
択される。

この一方、もしもエンジン負荷およびスロットルのセ
ット状態が高く、圧縮ストロークの開始時に周囲シール
要素14の軸線方向外方の半径方向延在面29が溝27の軸線
方向外方の半径方向延在面28に対し幾らかの距離におい
ている場合には、環状キャビティー24内への質量流の流
入度合いは、上述した場合より数倍大きくなるであろ
う。そしてこの結果としての環状キャビティー24内での
大きな圧力の発生は、環状部材17の離座を生じさせるで
あろう。

それゆえ、環状部材17が離座して空気の燃料との混合
物を空間23内のオイル内に放出する頻度は、排気通路31
の通流制限およびエンジンの作動条件との関数となるで
あろう。

上記排気通路に加えて、他の修正も時には必要になる
であろう。ロータリーバルブ10の周囲とシリンダーヘッ
ド12の孔20との間に存在する極めて小さな半径方向隙間
によって、排気通路31への入り込みに使用し得る通流断
面積は、排気通路それ自体の断面積よりも小さくなるか
もしれない。例えば、もしも半径方向隙間が0.1mmで、
排気通路の直径が1mmであるならば、排気通路31への入
り込みに使用し得る通流断面積は排気通路それ自体の断
面積の38％に過ぎないものとなる。この問題は、溝27の
軸線方向外方の半径方向延在面28とロータリーバルブの
半径方向延在面19との間に位置するロータリーバルブ10
の外周面を研削して平坦な放圧部を形成するとともに溝
27の軸線方向外方の半径方向延在面28とロータリーバル
ブの半径方向延在面19との間の領域に排気通路31を配置
することによって解決することができる。ここで、その
放圧部の周方向位置は、環状キャビティー24からの最大
流量の流れが必要なエンジンサイクルの部分にある際に
その放圧部が排気通路31に確実に整列するような位置と
される。

実際上この方法の有効性は、排気通路31の有効通流断
面積をバルブ回転位置の関数として制御するために、溝
27の軸線方向外方の半径方向延在面28とロータリーバル
ブの半径方向延在面19との間に位置するロータリーバル
ブ10の外周面を適切に輪郭研削することによって、顕著
に高まる。例えば、圧縮ストロークの初期には、シリン
ダー内圧力は小さく、周囲シール要素14のリング隙間内
の空気の密度も低い。従って環状キャビティー24への質
量流の流入度合いも低いので、上記した比較的断面積が
大きい排気通路31の存在は、環状キャビティー24内の圧
力がゆっくり上昇することを意味する。この時期に、も
しもロータリーバルブ10の外周面上に上記放圧部が存在
なければ、有効通流断面積は排気通路31の断面積の38％
まで減少し、それゆえ環状キャビティー24内の圧力は相
当速やかに上昇する。ここでの目的はエンジンサイクル
の間中正味の平均圧力を正に維持することにあるので、
このことは極めて望ましい。

上記ロータリーバルブは、半径方向隙間が、圧縮スト
ロークの初期から正規の隙間に対して増加し始めて、シ
リンダー内圧力が最大の時点（この時点で環状キャビテ
ィー24への質量流の流入度合いが最高になる）で最大隙
間になるように、輪郭研削される。かくして、シリンダ
ー内圧力が最大の時点では、排気通路31への流入は遮ら
れず、排気通路の全断面積が、環状キャビティー24へ流
入するガスの排気のために使用し得るようになる。ここ
での目的は、環状部材17を離座させるのに要する圧力を
越える圧力が環状キャビティー24内で生ずるのを防止す
ることにあるので、環状キャビティー24内での圧力上昇
の最少化のために、シリンダー内圧力が最大の時点で利
用可能な通流断面積を最大化することは、極めて望まし
い。

図８には、環状部材17の離座の頻度を減少させるため
の代わりの手段が示されており、この手段も、上述した
ような排気通路31の使用を含んでいる。そしてその排気
通路31の出口には、圧力放出バルブ32が装着されてい
る。ここでの排気通路31の寸法は、環状キャビティー24
内の圧力が環状部材17を離座させるのに要する圧力を越
えないであろうことを保障するように選択され、また圧
力放出バルブ32は、環状部材17を離座させるのに要する
圧力よりも幾らか低い圧力で開くようにセットされる。

〔システムのチューニング〕

環状キャビティー24は圧縮および膨張ストロークの大
部分に亘って加圧されるので、スプリング22は、排気ス
トロークの間内に環状部材17を再度着座させることがで
きなければならない。従ってそれは、環状部材17の慣性
と「Ｏ」リング21によって与えられる抵抗とを克服し得
るものでなければならない。これに要求されるスプリン
グ力は5kgのオーダーであると、経験は示している。

シリンダーヘッド12の孔20に対する環状部材17の外周
面の半径方向隙間は概ね極めて小さく維持されるので、
環状部材17を離座させるようにガス圧力が作用し得る正
味の面積は極めて小さい。それゆえ、環状部材17を離座
させるのに必要な圧力は大きい。

エンジンサイクルには、環状部材17が離座して環状キ
ャビティー24内の圧力を放出した後のみ周囲シール要素
14が有効に着座し得るようなある一定の部分が存在する
ので、周囲シール要素14の着座の前には、少量のガスの
漏出を被る。この損失の程度は、環状キャビティー24の
容積および、環状部材17の離座の前に環状キャビティー
24内の内容物が到達する圧力に比例する。かくして、損
失を最少化するには、環状キャビティー24の容積と環状
部材17を離座させるのに必要な圧力とを両方とも最小化
することが望ましい。環状部材17を離座させるのに必要
な圧力は、図６に示すように、その環状部材17の半径方
向延在面18に段部30を設けることで制御することができ
る。そしてその半径方向高さＤを変えれば、どんな大き
さが望まれてもその大きさの圧力に、環状部材17を離座
させるのに必要な圧力を調節することができる。

当業者であれば、請求の範囲に記載したこの発明の範
囲を外れることなしに、上記実施態様で示したこの発明
に多数の変形や修正を加え得るということは、理解され
るであろう。それゆえこの実施態様は、全ての点で例示
的なものであり、限定的なものではないと考えられるべ
きである。

フロントページの続き (72)発明者 トーマス アンドリュー ドナルド オーストラリア国 ニューサウスウェー ルズ 2113 イースト ライド モンク リーフ ドライブ 116 (56)参考文献 特開 昭52−66109（ＪＰ，Ａ) 特開 昭56−56917（ＪＰ，Ａ) 特表 昭63−502445（ＪＰ，Ａ) 米国特許3871340（ＵＳ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F01L 7/02 F01L 7/16

Claims (9)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】内燃式エンジンのロータリーバルブであっ
   て、 円筒状バルブ（10）と、 前記円筒状バルブ（10）の各端部にてその円筒状バルブ
   （10）を前記エンジンのシリンダーヘッドの孔（20）内
   での回転のために、それら円筒状バルブ（10）とシリン
   ダーヘッドの孔（20）との間の小さな半径方向隙間と、
   燃焼室とその小さな半径方向隙間との間の連通手段とを
   伴って支持するベアリング手段（11）と、 前記ベアリング手段（11）の潤滑のためのオイルと、 前記燃焼室（13）への前記オイルの前記小さな半径方向
   隙間を通る軸線方向内向きの漏れを防止するために前記
   ベアリング手段（11）に対し軸線方向内側に配置された
   オイルシール手段（16）と、 前記オイルシール手段（16）と前記ベアリング手段（1
   1）との間に位置してオイルを保持するオイル保持空間
   と、 前記燃焼室（13）からのガスの前記小さな半径方向隙間
   を通る軸線方向外向きの漏れを最少化するために前記オ
   イルシール手段（16）に対し軸線方向内側に配置された
   ガスシール手段（14）と、を持ち、 前記各ガスシール手段（14）が、前記円筒状バルブ（1
   0）の周囲もしくは前記シリンダーヘッドの孔（20）内
   に形成された少なくとも一つの周方向溝（27）内に収容
   されて他方の表面へ向けて半径方向へ予備荷重を与えら
   れた少なくとも一つのピストンリング形の周囲シール要
   素からなるものである、 ロータリーバルブにおいて、 前記各オイルシール手段（16）が、前記シリンダーヘッ
   ドの孔に対しこれも小さな半径方向隙間を持つ非回転の
   環状部材（17）と、その環状部材（17）と前記シリンダ
   ーヘッドの孔（20）との間の前記小さな半径方向隙間を
   シールする第２のシール手段（21）と、その小さな半径
   方向隙間の周辺部に位置して前記周囲シール要素と前記
   第２のシール手段（21）との間に延在する環状キャビテ
   ィー（24）とからなり、 前記環状部材（17）が、前記円筒状バルブ（10）に配置
   された半径方向へ延在する面（19）を摺動可能にシール
   するために配置された実質的に半径方向へ延在する面
   （18）を有し、 そしてスプリング手段（22）が、前記環状部材（17）の
   前記半径方向へ延在する面（18）を前記円筒状バルブ
   （10）が前記半径方向へ延在する面（19）へ向けて付勢
   するために前記環状部材（17）の一端部に作用してい
   る、 ということを特徴とする、ロータリーバルブ。
2. 【請求項２】前記二つの半径方向へ延在する面（18,1
   9）のうち少なくとも一つの面の特性は、前記面（18,1
   9）間でのオイルの移動を許容するが、その面の半径方
   向高さとの組み合わせにより、前記環状キャビティー
   （24）内の圧力が前記オイル保持空間内のオイルの圧力
   よりも小さいようなエンジンサイクル期間の間、前記半
   径方向高さの全体を横切るオイルの移動を防止するのに
   十分なものである、請求項１記載のロータリーバルブ。
3. 【請求項３】前記少なくとも一つの周囲シール要素は、
   前記円筒状バルブの周囲に形成された周方向溝内に収容
   されて、前記シリンダーヘッドの孔へ向けて半径方向へ
   予備荷重を与えられているものである、請求項１または
   請求項２記載のロータリーバルブ。
4. 【請求項４】前記少なくとも一つの周囲シール要素は、
   前記シリンダーヘッドの孔内に形成された周方向溝内に
   収容されて、前記円筒状バルブの周囲へ向けて半径方向
   へ予備荷重を与えられているものである、請求項１また
   は請求項２記載のロータリーバルブ。
5. 【請求項５】前記第２のシール手段は、前記環状部材の
   周囲に形成された第２の周方向溝内に収容された「Ｏ」
   リングもしくは環状シール要素からなる、請求項１から
   請求項４までの何れか記載のロータリーバルブ。
6. 【請求項６】少なくとも一つの前記環状キャビティーを
   大気圧もしくはそれに近い圧力の領域に連通させる比較
   的小さな断面積の少なくとも一つの排気通路が存在して
   いる、請求項１から請求項５までの何れか記載のロータ
   リーバルブ。
7. 【請求項７】少なくとも一つの前記排気通路の内部もし
   くは外方端部には、圧力放出バルブが配置されている、
   請求項６記載のロータリーバルブ。
8. 【請求項８】少なくとも一つの前記排気通路は、前記周
   方向溝の軸線方向外方の前記半径方向へ延在する面と前
   記円筒状バルブの前記半径方向へ延在する面との間に軸
   線方向に位置する位置から延在しており、前記円筒状バ
   ルブの外周面の、前記二つの半径方向へ延在する面の間
   に軸線方向に位置する部分は、その部分の全長に亘る前
   記円筒状バルブの外周面と前記シリンダーヘッドの孔と
   の間の半径方向隙間が変化するように輪郭形成されてい
   る、請求項６または請求項７記載のロータリーバルブ。
9. 【請求項９】前記半径方向隙間は、前記円筒状バルブが
   前記シリンダー内での圧縮の開始に対応する位置にある
   時に最少であり、前記円筒状バルブが前記シリンダー内
   の最大圧力に対応する位置にある時に最大である、請求
   項８記載のロータリーバルブ。