JP3898729B2 - 分割式４ストロークサイクル内燃機関 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関に関する。より詳しくは、本発明は、一対のオフセットされたピストンを有し、この対の一方のピストンが吸気と圧縮行程に用いられ、対の他方のピストンが動力と排気行程に用いられ、４ストロークサイクルの各々がクランクシャフトの１回転で完結される４ストロークサイクル内燃機関に関する。

内燃機関は、燃焼の反応物、例えば酸化剤と燃料、及び燃焼の生成物がエンジンの作動流体として作用する装置群のいずれかである。内燃機関の構成部品は、この分野でよく知られ、エンジンブロック、シリンダヘッド、シリンダ、ピストン、バルブ、クランクシャフト、及びカムシャフトを含んでいる。シリンダヘッド、シリンダ及びピストンの頂面は、通常、燃料と酸化剤（例えば空気）が導入され、燃焼が起こる燃焼室を形成している。このようなエンジンは、非反応作動流体、例えば酸化剤・燃料混合物の燃焼中に放出される熱からエネルギーを得る。このプロセスは、エンジンの中で生じ、装置の熱力学的サイクルの一部である。すべての内燃機関において、有用な仕事はピストンの頂部、即ち冠面のようなエンジンの移動表面に直接に作用する熱い、気体状の燃焼生成物から発生される。一般的に、ピストンの往復運動は、コネクティングロッドを介してクランクシャフトの回転運動に変換される。

内燃機関は、火花点火と圧縮着火に分類され得る。火花点火、即ち典型的なガソリンエンジンでは火花を用いて空気と燃料の混合気を点火させ、一方、圧縮着火エンジン、即ち典型的にはディーゼルエンジンでは圧縮熱が空気と燃料の混合気を着火させる。
最も普通の内燃機関は４ストロークサイクルエンジンであり、その基本設計のコンセプトは１００年を超える間変化していない。これは、地上輸送産業における原動機としての優れた性能のためである。４ストロークサイクルエンジンにおいて、動力は、１つのピストンの４つの異なる運動（行程）のうちの燃焼プロセスから回収される。この目的のため、１つの行程は上死点位置から下死点位置までまたその逆のピストンの完全な移動として定義される。従って、４ストロークサイクルエンジンとは、動力行程、すなわち動力をクランクシャフトに伝達する行程のために、１つ以上のピストンの４つの完全な行程を必要とするエンジンとして、ここでは定義される。

図１から図４を参照するに、先行技術の４ストロークサイクルエンジンの例が、１０として示されている。比較の目的のために、以下の４つの図１から図４は先行技術の「標準エンジン」１０と名付けられるものを記載している。以下により詳細に説明されるように、この標準エンジン１０は、４インチの直径のピストン、４インチの行程、そして８対１の圧縮比を有する火花点火エンジンである。ここに、圧縮比は、点火時点における空気・燃料混合気のひと塊の容積で除された、圧縮行程前の空気・燃料混合気の所定のひと塊の最大容積として定義される。この標準エンジンでは、圧縮比は、ピストン１６が上死点にあるときのシリンダ１４の容積とピストン１６が下死点にあるときのシリンダ１４の容積との比である。

エンジン１０は、エンジンブロックを貫通して延びるシリンダ１４を有するエンジンブロック１２を含む。シリンダ１４は、その中に往復ピストン１６を収容する大きさである。シリンダ１４の上部には、インレットバルブ２０とアウトレットバルブ２２を含むシリンダヘッド１８が取り付けられている。シリンダヘッド１８、シリンダ１４そしてピストン１６の頂部（即ち、冠面２４）が燃焼室２６を形成する。吸気行程において（図１）、燃料・空気混合気が、吸気通路２８とインレットバルブ２０を介して燃焼室２６に吸入され、そこで混合気が点火栓３０によって点火される。燃焼の生成物は、その後、排気行程（図４）においてアウトレットバルブ２２と排気通路３２を介して排気される。コネクティングロッド３４は、その上部末端部３６でピストン１６に旋回可能に取り付けられている。クランクシャフト３８はクランクシャフトスロー４０と称される機械的オフセット部を有し、このクランクシャフトスロー４０はコネクティングロッド３４の下部末端部４２に旋回可能に取り付けられている。ピストン１６とクランクシャフトスロー４０に対するコネクティングロッド３４の機械的結合が、ピストン１６の（矢印４４によって示されるような）往復運動をクランクシャフト３８の（矢印４６によって示されるような）回転運動に変換するように作用する。クランクシャフト３８はインレットカムシャフト４８とアウトレットカムシャフト５０に機械的に連結され（図示なし）、これらはインレットバルブ２０とアウトレットバルブ２２の開閉を夫々正確に制御する。

シリンダ１４は中心線（ピストン・シリンダ軸）５２を有し、これがまたピストン１６の往復動作の中心線にもなる。クランクシャフト３８は回転中心（クランクシャフト軸）を有している。本明細書の目的のためには、クランクシャフト３８の回転方向４６は、読者により用紙の平面が見られたとき時計方向になる。シリンダ１４の中心線５２はクランクシャフト３８の回転中心５４をまっすぐに通過している。

図１を参照するに、インレットバルブ２０が開口した状態で、ピストン１６は吸気行程において（矢印４４の方向で示されるように）先ず下降する。燃料（ガソリン蒸気）と空気との爆発性混合気の所定のひと塊が、発生された部分的負圧によって燃焼室２６に吸入される。ピストンは下死点（ＢＤＣ）に達するまで引き続き下降する。この下死点はピストンがシリンダヘッド１８からもっとも遠い位置になる点である。

図２を参照すると、インレットバルブ２０とアウトレットバルブ２２の両方とも閉じた状態で、圧縮行程において（矢印４４の方向で示されるように）ピストン１６が上昇するにつれて混合気が圧縮される。圧縮行程の終わりが上死点（ＴＤＣ）、即ちピストン１６がシリンダヘッド１８にもっとも近接する点に近づくと、混合気の容積は初期の容積の８分の１（８対１の圧縮比の故）にまで圧縮される。このときに混合気は点火栓３０からの電気火花によって点火される。

図３を参照するに、バルブ２０とバルブ２２の両方ともまだ閉じた状態で動力行程が続く。ピストン１６は、ピストン１６の冠面を押圧する燃焼ガスの膨張によって、下死点（ＢＤＣ）に向かって（矢印４４に示されるように）下方に駆動される。点火栓３０は、ピストン１６がＴＤＣまたはその近く、即ち点火位置にあるとき点火されるので、点火されたガスによりピストン１６に及ぼされる燃焼圧力（矢印５６によって示される）はその点で最大になる。この圧力５６はコネクティングロッド３４によって伝達され、クランクシャフト３８上で（矢印５８で示されるように）接線力、即ちトルクになる。

ピストン１６が点火位置にあるとき、シリンダ１４の頂部とピストン１６の冠面２４との間にはかなり大きなすきま距離６０が存在する。通常、すきま距離は０．５と０．６インチの間である。例示された標準エンジン１０では、そのすきま距離はほぼ０．５７１インチである。ピストン１６が点火位置にあるとき、点火にとっては最適の条件、即ち最適点火条件である。比較の目的のために、このエンジン１０の模範的実施形態の点火条件は次の通りである。１）直径４インチのピストン、２）すきま容積７．１８１立方インチ、３）点火前圧力約２７０ポンド／平方インチ（ｐｓｉａ）、４）点火後最大燃焼圧力約１２００ｐｓｉａ、５）運転回転数１４００ＲＰＭ．

このすきま距離６０は、典型的には８対１の圧縮比に対応する。典型的には、火花点火エンジンは、約６．０から８．５の範囲の固定圧縮比で作動するのが最適であり、一方、圧縮着火エンジンの圧縮比は典型的には、約１０から１６の範囲である。ピストン１６の点火位置は一般にはＴＤＣまたはＴＤＣの近傍であり、燃料・空気混合気が点火するのに最適な容積と圧力を示す。もし、すきま距離６０がもっと小さくされると、その圧力は急激に増加することになる。

図４を参照すると、排気行程においてピストン１６の上昇によって、開口しているアウトレット（即ち排気）バルブ２２を介して消費された燃焼生成物を押し出す。それからそのサイクルを繰返す。この先行技術の４ストロークサイクルエンジン１０については、各ピストン１６の４つの行程、即ち吸気、圧縮、動力、そして排気とクランクシャフト３８の２回転が、１サイクルを完結するために、即ち１つの動力行程をもたらすために必要とされる。

問題としては、標準４ストロークサイクルエンジン１０の全体の熱力学効率は約３分の１（１／３）に過ぎないことである。即ち仕事の３分の１がクランクシャフトに分配され、３分の１は廃熱で失われ、３分の１は排気として失われる。

図３と図５に示されるように、この低効率の主たる理由の１つは、ピークトルクとピーク燃焼圧の位相が、もともと外れて組み合わされている事実である。図３は動力行程の初期におけるピストン１６の位置を示し、そのときのピストン１６は、ＴＤＣまたはＴＤＣ近傍で点火位置にある。点火栓３０が点火すると、点火された燃料はピストン１６に最大燃焼圧５６を及ぼし、その圧力はコネクティングロッド３４を介してクランクシャフト３８のクランクシャフトスロー４０に伝達される。しかしながら、この位置では、コネクティングロッド３４とクランクシャフトスロー４０は両方ともシリンダ１４の中心線５２とほぼ整列している。従って、トルク５８は力５６の方向にほとんど直交し、最小値にある。クランクシャフト３８は、この位置を過ぎて回転させるためには取り付けられたフライホィール（図示せず）から生じる運動量に依存する必要がある。

図５を参照するに、点火されたガスが燃焼室２６で膨張するに連れてピストン１６は、下降し燃焼圧５６は低下する。しかしながら、クランクシャフトスロー４０が中心線５２とＴＤＣを通過して回転すると、その結果である接線力、即ちトルク５８が大きくなり始める。クランクシャフトスロー４０が中心線５２を通過してほぼ３０度回転するとトルク５８は最大値になる。この点を過ぎて回転すると圧力５６が著しく低下するので、トルク５８は圧力５６とトルク５８がＢＤＣで最小値に達するまで再び低下し始める。従って、最大トルク５８の点と最大燃焼圧力５６の点は、もともとほぼ３０度その位相が外れて組み合わされている。

図６を参照するに、この概念は更に図解され得る。ここで、ＴＤＣからＢＤＣの回転角度に対する接線力、即ちトルクのグラフが先行技術の標準エンジン１０に関して６２で示されている。加えて、ＴＤＣからＢＤＣの回転角度に対する燃焼圧のグラフが、エンジン１０に関して６４で示されている。グラフ６２とグラフ６４についての計算は、４インチの行程、４インチ直径のピストン、点火時最大燃焼圧力約１２００ＰＳＩＡを有する標準の先行技術エンジン１０に基づいている。グラフからわかるように、最大燃焼圧６６の点はＴＤＣからほぼ０度で生じ、最大トルク６８の点は圧力６４がかなり低下するほぼ３０度後に生じる。グラフ６２とグラフ６４は両方とも、ＢＤＣ、即ちＴＤＣ後ほぼ180度の回転角度でそれらの最小値に近づく。

４ストロークサイクルエンジンの熱力学効率を増加させる別の方法はエンジンの圧縮比を増加させることである。しかしながら、火花点火エンジンが典型的には約６．０から８．５の範囲内の圧縮比で作動し、一方、圧縮着火エンジンは典型的には圧縮比約１０から１６の範囲で作動するのが最適であることは自動車製造業者にはわかっていることである。これは、火花点火エンジンまたは圧縮着火エンジンの圧縮比が実質的に上記の圧縮比範囲を超えて増加すると、他にいくつかの問題が生じ、得られる利点を凌駕してしまうからである。例えば、より大きな圧力を取扱うためには、エンジンがより重く、より大きく作られることが必要となる。また早期着火の問題が、特に火花点火エンジンにおいて起こり始める。

多くの変わった、初期のエンジンの設計が特許された。しかしながら、どれもより良い効率や更なる大きな利点を提供できなかったし、それらは上に例示した標準エンジンを置換えるものではなかった。これら初期の特許のいくつかは、特許文献１〜特許文献１７を含む。

特に、ケーニグの特許文献３は先行技術の分割式ピストン／シリンダのデザインを開示しており、そこでは吸気行程と圧縮行程が圧縮ピストン１２／シリンダ１１の組み合わせで、動力行程／排気行程がエンジンピストン７／シリンダ８の組み合わせで行なわれている。ピストン７と１２の各々は、単一のクランクシャフト５（それの図３を参照方）と交差するピストン・シリンダ軸に沿って往復動する。熱室２４は圧縮シリンダとエンジンシリンダのヘッドを接続し、その一端はエンジンシリンダに開口し、他端は圧縮シリンダに連通するバルブ付き排出ポート１９を有している。水冷熱交換器１５が圧縮シリンダ１１の頂部に配置され、圧縮されるとき空気または空気／燃料混合気を冷却する。一組の離間された熱板２５が熱室２４に配置され、これらは前に冷却された圧縮ガスが通過するときそれを再加熱する。

エンジンはガスを冷却してガスの圧縮を容易にすることで効率を上げると考えられていた。その後、効率の良い着火が生じる点まで圧力を増加させるためにガスは熱室で再び加熱された。排気行程において、熱い排気が熱室を再加熱するために熱室を介しておよび排気ポート２６の外に戻された。

残念なことに、分割式ピストン設計のすべての先行技術のエンジンにおけるガスの移送は効率を下げる仕事を常に必要としている。加えて、ケーニグの熱室からエンジンシリンダへの付加的膨張はまた圧縮比を低下させた。 標準エンジン１０はそのような移送プロセスやそれに関連する追加の仕事を必要としない。加えて、熱室を通じてのガスの冷却及び再加熱や行き来させることは、ガス移送プロセスの過程で生じる損失を打ち消すほどの利点をもたらさなかった。従って、ケーニグ特許は標準エンジン１０に比べ効率及び圧縮比で負けている。

ここでの目的のために、クランクシャフト軸とピストン・シリンダ軸が交差しないとき、クランクシャフト軸はピストン・シリンダ軸からオフセットされているとして定義される。ピストン・シリンダ軸に直交して引かれた線に沿って取られた、延長されたクランクシャフト軸と延長されたピストン・シリンダ軸との間の距離がオフセット量として定義される。典型的には、オフセットされたピストンは良く知られたコネクティングロッドとクランクシャフトスローによってクランクシャフトに連結される。しかしながら、オフセットピストンは他のいくつかの機械的リンケージによってクランクシャフトに作用的に連結し得ることを当業者なら理解し得よう。例えば、第１ピストンは第１クランクシャフトに連結され、第２ピストンは第２クランクシャフトに連結され、そして２つのクランクシャフトは歯車機構によって一緒に作用的に連結されてもよい。代わりに、旋回レバーアームまたは他の機械的リンケージが、オフセットピストンをクランクシャフトに作用的に連結するために、コネクティングロッドとクランクシャフトスローとに関連して、あるいはそれらに代えて使用されてもよい。

クランクシャフト軸がピストン・シリンダ軸からオフセットされ、即ちそれと交差しない往復ピストン内燃機関に関するある技術が、特許文献１８から特許文献２５及び非特許文献１に記載されている。これらの刊行物の記載によれば、種々のエンジンの形が出力とトルクの改善あるいは摩擦と振動の低減を始めとした種々の考察によって動機づけられている。加えて、クランクシャフト軸がピストン軸からオフセットされた一直線、即ち直列式エンジンは２０世紀初期のレース用エンジンに使用されていた。

しかしながら、得られた改善のすべては、動力行程のみにおけるトルク角を増加させることによっていた。残念ながら、これ以降で詳細に説明するように、動力行程におけるオフセットの利点が大きくなれば、それに伴い圧縮行程における不利な点を増加させていた。そのため、オフセットの度合いはすぐに自らの制限を招き、オフセットによって生じる動力行程におけるトルク、出力、摩擦、振動の利点はそれに伴い圧縮行程において生じる不利な点を凌ぐことはない。加えて、圧縮行程を最適化するオフセットに関しては何らの利点も教示されず、また論議されてもいなかった。

例として、オフセットの使用によって標準エンジン１０形式の設計の効率を高めるようとする最近の先行技術の試みがリーへの特許文献２６に開示されている。リーは、効率の改善が、４ストロークサイクルの２回転の期間全体に亘って側壁に対するピストンリングの摩擦力を減少させることによって行なわれる（リーの第４コラム、１０〜１６行参照方）と信じている。リーは、オフセットシリンダを用いることでこのことを実現しようとし、そこでは各シリンダ内の燃焼タイミングは各ピストンに対する各コネクティングロッドの各連結軸とクランクシャフトの各スローに対するコネクティングロッドの各連結軸を含む想像上の平面が、ピストンがそれに沿って往復する各シリンダ軸とほぼ一致するときに最大燃焼圧が生じるように制御される。

しかしながら、このオフセットは動力行程中利点となるが、圧縮行程中においては不利な点となる。即ち、圧縮行程中ピストンが下死点から上死点に移動するとき、このオフセットされたピストン・シリンダ軸はクランクシャフトスローとコネクティングロッドとの間にある角度を形成し、この角度がピストンに掛かるトルクを減少させるのである。加えて、圧縮行程中の減少トルク角度から生じる横方向力は実際にピストンリングの摩耗を増加させる。従って、オフセットが増加するにつれてガスを圧縮して圧縮行程を果たすためにはより大きな動力が消費されねばならない。それ故に、オフセット量は圧縮側の欠点によって著しく制限されることになる。従って、先行技術の大きなオフセット、即ちピストンが点火位置に達する前にクランクシャフトがピストンの上死点位置後少なくとも２０度の回転を必要とするオフセットは、使用されることも、開示されることも、教示されることもなかった。結果として、実質的にピークトルクをピーク燃焼圧に合わせるのに必要とされ比較的大きなオフセットはリーの発明では達成できない。

可変圧縮比（ＶＣＲ）エンジンは効率を上げるため、エンジンの圧縮比を変化させる利点を利用するべく設計された先行技術の圧縮着火エンジンの一種である。この典型的な例は、ソボトウイスキーへの特許文献２７に開示されている。ソボトウイスキーは、ガスを両方向に流れさせる移送ポートによって相互に連結されているシリンダ内で作動する２つのピストン間の位相関係を変更することによって圧縮比が変化されるエンジンを記述している。

しかしながら、圧縮比を変えるために位相関係を変更することは著しく複雑性を増加させ、利便性を減少させることになるエンジンの設計要求を生じせしめる。例えば、一対のピストンの各ピストンは、完全な４ストロークサイクルの全４ストロークに亘って往復動作する必要があり、また４ストロークサイクル毎２つの回転に亘って回転する一対のクランクシャフトによって駆動される必要がある。加えて、この一対のクランクシャフト間のリンケージは大変複雑で、重くなる。またエンジンはより大きな圧縮比をもたらす圧縮着火エンジンへの設計によって制限を受ける。

種々の他の比較的最近開発された先行技術のエンジンもエンジン効率を高めるための試みにおいて設計されている。このようなエンジンの１つが、「行程特殊シリンダを有する内燃機関」と題するブラケットへの特許文献２８に記載されている。このブラケット特許では、エンジンは作動部と圧縮機部とに分割されている。圧縮機部は空気を作動部へ供給し、効率を高めるためスコッチヨークまたは共役駆動動作変換構造を利用している。この特殊エンジンは、１つのシリンダブロック内で一対の対向するピストンが互いに反対方向に往復動作する水平対向エンジンとして記載され得る。

しかしながら、圧縮機は基本的には過給ガスを作動部に供給する過給器として設計されたものである。作動部にある各ピストンは、各クランクシャフトが４ストロークサイクル毎に２回転を完結するため、吸気、圧縮、動力および排気の全４ストロークに亘って往復動作する必要がある。加えて、この設計は複雑で高価であり、まさに特殊な圧縮着火エンジンに限定される。

別の特殊な先行技術の設計が「２重圧縮と２重膨張エンジン」と題するクラークへの特許文献２９に記載されている。クラークは、単一のシリンダ内に互いに対向するピストンが動力行程と圧縮行程を行うべく配置されている特殊な２ストロークエンジンを基本的に開示している。この単一のシリンダと対向するピストンの冠面で燃焼室を画成し、これは往復する内側ハウジング内に配置されている。燃焼室に対するガスの吸入と排出は、特殊な円錐状ピストンと往復する内側ハウジングとによって行われる。

しかしながら、このエンジンは、同じシリンダ内で対向するピストンがそれぞれ圧縮行程と動力行程を行う相当特殊な２ストロークシステムである。加えて、この設計は、１回転２ストロークサイクルを完結するために２つのクランクシャフト、４つのピストンおよび往復する内側ハウジングを必要とする相当複雑なものである。又、このエンジンは大型の圧縮着火エンジンへの適用に限定される。

米国特許第８４８，０２９号明細書 米国特許第９３９，３７６号明細書 米国特許第１，１１１，８４１号明細書 米国特許第１，２４８，２５０号明細書 米国特許第１，３０１，１４１号明細書 米国特許第１，３９２，３５９号明細書 米国特許第１，８５６，０４８号明細書 米国特許第１，９６９，８１５号明細書 米国特許第２，０９１，４１０号明細書 米国特許第２，０９１，４１１号明細書 米国特許第２，０９１，４１２号明細書 米国特許第２，０９１，４１３号明細書 米国特許第２，２６９，９４８号明細書 米国特許第３，８９５，６１４号明細書 英国特許第２９９，６０２号明細書 英国特許第７２１，０２５号明細書 イタリア特許第５０５，５７６号明細書 米国特許第８１０，３４７号明細書 米国特許第２，９５７，４５５号明細書 米国特許第２，９７４，５４１号明細書 米国特許第４，６２８，８７６号明細書 米国特許第４，９４５，８６６号明細書 米国特許第５，１４６，８８４号明細書 日本国特開昭６０−２５６，６４２号公報 ソビエト連邦特許第１５５１−８８０−Ａ号明細書 米国特許第６，０５８，９０１号明細書 米国特許第４，９５５，３２８号明細書 米国特許第５，５４６，８９７号明細書 米国特許第５，６２３，８９４号明細書 日本自動車技術会（ＪＳＡＥ）学会１９９６年９６６版１２９−１３２頁

従って、通常許容できる設計限界を実質上超えるような圧縮比の増加なしに、動力行程中に生じるトルクカーブと出力カーブをもっと近接して一致させることにより、効率を高めることのできる改善された４ストローク内燃機関への要求がある。

本発明は一対のピストンを有する４ストロークサイクルエンジンを提供することにより、先行技術に対する利点と代替エンジンをもたらすものである。このエンジンにおいて、対の一方のピストンは、吸気と圧縮行程に対して用いられ、対の他方のピストンは、動力と排気行程に用いられる。各４ストロークサイクルは、クランクシャフト１回転で完結する。このエンジンは圧縮比を増加することなく、動力行程中に生じるトルクと出力カーブを更に近接して一致させることで、効率を向上させている。

これらと他の利点は、４ストロークサイクル内燃機関をもたらすことにより、本発明の例示の実施形態で達成されている。このエンジンは、エンジンのクランクシャフト軸を中心として回転するクランクシャフトを含む。パワーピストンは、クランクシャフトの１回転中に４ストロークサイクルの動力行程と排気行程に亘って往復するように、第１シリンダ内に摺動可能に設けられ、クランクシャフトに作用的に連結されている。圧縮ピストンは、クランクシャフトの同一回転中に同一の４ストロークサイクルの吸気行程と圧縮行程に亘って往復するように、第２シリンダ内に摺動可能に収容され、クランクシャフトに作用的に連結されている。このパワーピストンは、第１シリンダ内で、第１ピストン・シリンダ軸に沿って往復し、第１ピストン・シリンダ軸は、クランクシャフト軸と交差しないように、クランクシャフト軸とのオフセットを有している。この第１ピストン・シリンダ軸のオフセットにより、動力行程中にパワーピストンに及ぼす最大燃焼圧の点をクランクシャフトに及ぼす最大トルク点とほぼ一致させることが出来る。

本発明の他の実施形態において、エンジンは、第１と第２のシリンダを相互に連通するガス通路を含んでいる。このガス通路は、インレットバルブとアウトレットバルブを含み、バルブ間に圧力室を画成する。このガス通路のインレットバルブとアウトレットバルブは、全４ストロークサイクルの間、圧力室に少なくとも所定の点火条件ガス圧を実質的に維持する。

エンジンの更に他の実施形態において、パワーピストンは、実質的にゼロより大きい位相シフト角度だけ圧縮ピストンを先導する。好ましくは、この位相シフト角度は約３０度と６０度の間である。

本発明の更に他の実施形態において、第１ピストン・シリンダ軸のオフセットは、パワーピストンが点火位置に到達する前であって、パワーピストンが上死点に達する点を過ぎて、少なくとも２０度クランクシャフトが回転するようにされている。

図７を参照するに、本発明による４ストロークサイクル内燃焼機関の例示的実施形態が全体として１００で示されている。エンジン１００は、エンジンブロック１０２を含み、このエンジンブロック１０２はそれを貫通して延在する第１シリンダ１０４と第２シリンダ１０６を有している。クランクシャフト１０８はクランクシャフト軸１１０（この用紙平面に直交して延びる）を中心として回転するように支承されている。

エンジンブロック１０２は、エンジン１００の主たる構造部材であり、クランクシャフト１０８からシリンダヘッド１１２との接合部へ向かって上方に延びている。エンジンブロック１０２は、エンジン１１０の構造上の枠組として機能し、且つ通常取付けパッドを有しており、このパッドによってエンジンは、シャシー（図示せず）に支持される。エンジンブロック１０２は、一般には機械加工された、適切な表面とシリンダヘッド１１２やエンジン１００の他のユニットを装着するためのねじ穴を有する鋳造品である。
シリンダ１０４と１０６は、通常全体として円形断面の開口であり、シリンダブロック１０２の上部を貫通して延びている。ここではシリンダは、エンジンのピストンが往復動する室として定義され、一般には断面は円形である必要はない。例えば全体として楕円または、半月形でも良い。

シリンダ１０４と１０６の内壁は、くりぬかれ、且つ磨かれて、第１パワーピストン１１４と第２圧縮ピストン１１６をそれぞれ収容する大きさの、滑らかで、正確な支持面を形成する。パワーピストン１１４は、第１ピストン・シリンダ軸１１３に沿って往復動作し、圧縮ピストン１１６は、第２ピストン・シリンダ軸１１５に沿って往復動作を行なう。第１と第２シリンダ１０４、１０６は、第１と第２ピストン・シリンダ軸１１３、１１５がクランクシャフト軸１１０と交差することなくクランクシャフト軸１１０の両側を通るようにエンジン１００に配置されている。

ピストン１１４と１１６は通常、鋼又はアルミニウム合金からなるカップ型円筒鋳造品である。パワーピストン１１４と圧縮ピストン１１６の上方の閉端、即ち頂部は、夫々第１、第２冠面１１８と１２０である。ピストン１１４とピストン１１６の外表面は、シリンダ孔にきちんと嵌まるように全体として機械加され、ピストンとシリンダ壁の間隙をシールするピストンリング（図示せず）を受容れるために、通常溝が形成されている。

第１と第２コネクティングロッド１２２、１２４の各々は夫々折り曲げ部１２１と１２３を有する。このコネクティングロッド１２２、１２４はパワーピストン１１４と圧縮ピストン１１６にその頂部末端部１２６、１２８において旋回可能に取り付けられている。クランクシャフト１０８は第１と第２スロー１３０、１３２と称される一対の機械的オフセット部を含み、これらのスロー１３０、１３２は、第１、第２コネクティングロッド１２２、１２４の反対の底部末端部１３４、１３６に旋回可能に取り付けられている。ピストン１１４と１１６及びクランクシャフトスロー１３０、１３２に対するコネクティングロッド１２２、１２４の機械的リンケージが、（パワーピストン１１４に対しては矢印１３８の方向と圧縮ピストン１１６に対しては矢印１４０の方向によって、示されるように）ピストンの往復運動をクランクシャフト１０８の回転運動に変換するように機能する。

第１ピストン・シリンダ軸１１３は、第１クランクシャフトスロー１３０が平面を通りその上死点位置から下死点位置まで回転する想像上の半平面に配されるようにオフセットされている。第２ピストン・シリンダ軸１１５は、反対側の想像上の半平面にオフセットされている。

この実施形態は、コネクティングロッド１２２と１２４を介して、クランクシャフト１０８に直接に夫々連結されている第１と第２ピストン１１４と１１６を示すが、ピストン１１４と１１６をクランクシャフト１０８に作用的に連結させるのに他の手段が用いられてもよく、本発明の範囲内に入るものである。例えば、第２クランクシャフトは、ピストン１１４と１１６を第１クランクシャフト１０８に機械的に連結させるために用いられてもよい。

シリンダヘッド１１２は、第１と第２シリンダ１０４、１０６を相互に連通するガス通路１４４を含んでいる。このガス通路は第２シリンダ１０６の近くでガス通路１４４の末端に配置されたインレットチェックバルブ１４６を含んでいる。アウトレットポペットバルブ１５０もまた、第１シリンダ１０４の頂部近くでガス通路１４４の反対側の末端に配置されている。このインレットチェックバルブ１４６とアウトレットポペットバルブ１５０は、それらの間に圧力室１４８を形成する。このインレットバルブ１４６は、第２シリンダ１０６から圧力室１４８への圧縮ガスの一方向流れを可能としている。アウトレットバルブ１５０は、圧力室１４８から第１シリンダ１０４への圧縮ガスの一方向流れを可能としている。ここでは、チェックおよびポペット式バルブがそれぞれインレットおよびアウトレットバルブ１４６と１５０として記載されているが、ここでの用途に適するいずれの形式のバルブが代わりに使用されても良く、例えばインレットバルブ１４６も、ポペット式とすることができる。

シリンダヘッド１１２はまた、第２シリンダ１０６の頂部上に配置されたポペット式吸気バルブ１５２と第１シリンダ１０４の頂部上に配置されたポペット式排気バルブ１５４を含んでいる。これらのポペットバルブ１５０、１５２及び１５４は通常、バルブ開口部を塞ぐように一端に設けられたディスク１５８を有する金属シャフト１５６を有している。ポペットバルブ１５０、１５２及び１５４の金属シャフト１５６の他端は、カムシャフト１６０、１６２及び１６４にそれぞれ機械的に連係されている。カムシャフト１６０、１６２及び１６４は、通常、エンジンブロック１０２又はシリンダヘッド１１２の内側に配される全体として卵形突出部を有す丸棒である。

これらのカムシャフト１６０、１６２及び１６４は通常、歯車、ベルト、チェーンリンク（図示せず）を介して、機械的にクランクシャフト１０８に連結されている。クランクシャフト１０８がこれらのカムシャフト１６０、１６２及び１６４を回転させると、カムシャフト１６０、１６２及び１６４上の突出部がバルブ１５０、１５２及び１５４のエンジンのサイクルにおける精確なタイミングでの開閉を生じさせる。

圧縮ピストン１１６の冠面１２０、第２シリンダ１０６の壁部及びシリンダヘッド１１２は、第２シリンダ１０６の圧縮室１６６を形成している。パワーピストン１１４の冠面１１８、第１シリンダ１０４の壁部及びシリンダヘッド１１２は、第１シリンダ１０４の分離燃焼室１６８を形成している。点火栓１７０は第１シリンダ１０４上でシリンダヘッド１１２に配置され、制御装置（図示せず）によって燃焼室１６８の圧縮空気ガスが正確なタイミングで点火するように制御される。この実施形態では火花点火エンジンが記述されているが、当業者は、圧縮着火エンジンが本発明の範囲内にあることを理解できるのは勿論である。

運転中、パワーピストン１１４は、圧縮ピストン１１６が上死点位置に達するために、パワーピストン１１４が上死点への到達後クランクシャフト１０８が回転しなければならない回転角度として定義される位相シフト角１７２だけ、圧縮ピストン１１６を先導する。好ましくはこの位相シフトは３０度から６０度である。このとくに好ましい実施形態については、位相シフトは、ほぼ５０度に固定されている。

図７は、パワーピストンが下死点（ＢＤＣ）に到達し、丁度排気行程に（矢印１３８によって示されるように）上昇し始めたときのパワーピストン１１４の様子を示す。圧縮ピストン１１６は、パワーピストン１１４に対して５０度遅れており、吸気行程中で下降している（矢印１４０）。インレットバルブ１５６は開いており、燃料と空気の爆発性混合気が圧縮室１６６に吸い込まれるのを許容する。排気バルブ１５４も開いていて、ピストン１１４が燃焼の生成物を燃焼室１６８から排出するのを許容する。

ガス通路１４４のチェックバルブ１４６とポペットバルブ１５０は閉じられ、圧縮室１６６と燃焼室１６８間で点火性燃料と燃焼生成物が移動するのを防いでいる。加えて、排気と吸気行程中、インレットチェックバルブ１４６とアウトレットポペットバルブ１５０は、圧力室１４８を密閉して、前回の圧縮行程と動力行程から捕捉されているガスの圧力をほぼ維持している。

図８を参照するに、パワーピストン１１４がその上死点（ＴＤＣ）位置に到達し、（矢印１３８によって示される）動力行程へ下降するところである一方、圧縮ピストン１１６は、（矢印１４０で示される）圧縮行程で上昇中である。この時点では、インレットチェックバルブ１４６、アウトレットバルブ１５０、吸気バルブ１５２および排気バルブ１５４はすべて閉じている。

上死点において、ピストン１１４はピストン１１４の冠面１１８とシリンダ１０４の頂部との間にすきま距離１７８を有している。このすきま距離１７８は標準エンジン１０のすきま距離６０と比べて（図３から良くわかるように）非常に小さい。これは、エンジン１００の動力行程が低圧の排気行程のあとに続く一方、エンジン１０の動力行程は高圧の圧縮行程のあとに続くからである。それ故に、標準エンジン１０とは極めて対照的に、冠面１１８とシリンダ１０４の頂部との間に何らの高圧ガスも捕捉されないので、すきま距離１７８を減じるのにエンジン１００にはほとんど不利はない。その上、すきま距離１７８を減じることによって、ほとんどすべての排気生成物のより充分な掃気が達成される。
最大トルク点を最大燃焼圧にほぼ一致させるためには、クランクシャフト１０８が、パワーピストン１１４が最適な点火位置にあるときの上死点位置後約４０度回転されねばならない。加えて、圧縮行程中にクランクシャフト１０８によって消費されるトルクと動力の量を減じるためには、圧縮ピストン１１６に関して同様な考察が当てはまる。これらの考察は両方とも、ピストン・シリンダ軸のオフセットが従来のいかなる先行技術のオフセットよりはるかに大きくなることを必要としている。すなわち、この先行技術のオフセットにおいては、ピストンが点火位置に到達する前にクランクシャフトはピストンが上死点を過ぎて少なくとも２０度回転する必要がある。実際にはこれらのオフセットは非常に大きいので、ピストン１１４および１１６を連結する真直ぐなコネクティングロッドは、行程中においてシリンダ１０４と１０６の下側末端部と干渉するであろう。

従って、コネクティングロッド１２２の曲げ部１２１は、コネクティングロッドの末端部の中間に配置され、パワーピストン１１４の全往復行程中、コネクティングロッド１２２がシリンダ１０４の底部末端部１７４と衝突しないような大きさを有する必要がある。加えて、コネクティングロッド１２４の曲げ部１２３は、コネクティングロッドの末端部の中間に配置され、圧縮ピストン１１６の全往復行程中、コネクティングロッド１２４がシリンダ１０６の底部末端部１７６と衝突しないような大きさを有する必要がある。

図９を参照すると、クランクシャフト１０８はパワーピストン１１４の上死点位置を過ぎた（矢印１８０で示されるように）付加的な４０度回転し、点火位置に到達しており、圧縮ピストン１１６は丁度圧縮行程を完結しつつある。この４０度の回転中に、第２シリンダ１１６内の圧縮ガスはチェックバルブ１４６を開けるしきい圧に達し、一方、カム１６２はそのタイミングでアウトレットバルブ１５０を開く。それ故に、パワーピストン１１４が下降し、圧縮ピストン１１６が上昇するにつれ、ほぼ等量の圧縮ガスのひと塊が第２シリンダ１０６の圧縮室１６６から第１シリンダ１０４の燃焼室１６８に移送される。パワーピストン１１４が点火位置に到達すると、チェックバルブ１４６とアウトレットバルブ１５０が閉じて、圧力室１４８を介しての更なるガスの移動を防止する。従って、圧力室１４８内のガスのひと塊と圧力はガスの移動の前後ではほぼ一定に保たれる。換言すると、圧力室１４８内のガス圧は、全４ストロークサイクルに亘って、少なくとも所定の点火条件圧（またはそれ以上）、例えば約２７０ｐｓｉａに維持される。

パワーピストン１１４が上死点から点火位置に下降するまでに、すきま距離１７８は（図３に最もよく見える）標準エンジン１０のすきま距離６０とほぼ等しくなるまで、即ち０．５７１まで大きくなっている。加えて、点火条件は標準エンジン１０の点火条件とほぼ同一であり、一般的に次の通りである。１）直径４インチのピストン、２）すきま容積７．１８１立方インチ、３）点火前絶対圧力平方インチ当たり約２７０ポンド（ｐｓｉａ）及び４）点火後最大燃焼圧約１２００ｐｓｉａ。更に、クランクシャフト１０８の第１スロー１３０の角度は、最大トルク位置、即ちＴＤＣ後約４０度の位置にある。それ故に、パワーピストン１１４がほぼ最大トルク位置に到達するときに最大燃焼圧力が生じるように、点火栓１７０はタイミングを取って点火される。

クランクシャフト１０８の次の１０度の回転１４２中に、圧縮ピストン１１６はＴＤＣを通過し、その後再びサイクルを開始するために次の吸気行程を開始する。圧縮ピストン１１６はまた、標準エンジン１０と比較して非常に小さなすきま距離１８２を有する。これは、第２シリンダ１０６の圧縮室１６６のガス圧が圧力室１４８の圧力に達すると、チェックバルブ１４６が強制的に開口しガスが流れるのを許容するので可能になる。それ故に、圧縮ピストン１１６がＴＤＣ位置に到達するときには圧縮ピストン１１６の頂部には高圧ガスはほとんど捕捉されていない。

エンジン１００の圧縮比は、火花点火または圧縮着火エンジンの領域内であれば、いくつでも良いが、ここでの実施形態ではほぼ６から８．５の範囲にある。前に定義したように、圧縮比は圧縮行程前の空気・燃料混合気の所定のひと塊の最大容積を点火時の空気・燃料混合気のひと塊の容積で除したものである。エンジン１００については、その圧縮比は、圧縮ピストンがＢＤＣからＴＤＣに移動したときの第２シリンダ１０６の行程容積に対する、パワーピストン１１４が点火位置にあるときの第１シリンダ１０４の容積の比にほぼ等しい。

圧縮行程と動力行程とが同一のピストンによって連続的に行われる標準エンジン１０とは極めて対照的に、動力行程が、パワーピストン１１４のみによって行われ、圧縮行程は圧縮ピストン１１６のみによって行われる。それ故に、パワーピストン１１６はオフセットされ得、圧縮行程における不一致による不利を招くことなく、最大燃焼圧をクランクシャフト１０８に加わる最大トルクに一致させることができる。またそれと反対に、圧縮ピストン１１４はオフセットされ得、動力行程における不一致による不利を招くことなく、最大圧縮圧をクランクシャフト１０８から加えられる最大トルクに一致させることができる。

図１０を参照するに、この概念がさらに例証される。パワーピストン１１４のＴＤＣからの回転角度に対する接線力即ちトルクのグラフが、エンジン１００において１８４によって示されている。加えて、パワーピストン１１４のＴＤＣからの回転角度に対する燃焼圧力のグラフが、エンジン１００において１８６によって示されている。グラフ１８４と１８６についての計算は、標準エンジンとほぼ等しい点火条件を有するエンジン１００に基づき行われた。即ち、１）直径４インチのピストン、２）すきま容積７．１８１立方インチ、３）点火前の絶対圧力平方インチ当たり約２７０ポンド（ｐｓｉａ）、４）点火後最大燃焼圧力約１２００ｐｓｉａ、及び５）クランクシャフト１０８と３８とのほぼ等しい毎分回転数（ＲＰＭ）。先行技術の標準エンジン１０の図６とは明らかに異なり、最大燃焼圧１８８の点が最大トルク１９０の点とほぼ一致している。この燃焼圧１８６とトルク１８４の一致は著しい効率の増加をもたらす。

さらに、圧縮ピストン１１６のオフセットは、クランクシャフト１０８から圧縮ピストン１１６に配分される最大トルクをガスの最大圧縮圧にほぼ一致させるように、最適化する事ができる。この圧縮ピストン１１６のオフセットは、圧縮行程を完結するのに必要な動力を減少させ、標準エンジン１０と比べてエンジン１００の全体の効率をさらに向上させる。このパワーピストン１１４と圧縮ピストン１１６のオフセットの組み合わせにより、エンジン１００の全理論効率は、標準エンジンと比較して約２０から４０％増加される。

図１１を参照するに、長さの異なるスローと直径の異なるピストンを有する分割式４ストロークエンジンの他の実施形態が全体として２００として示されている。圧縮及び動力行程は別々のピストン１１４、１１６で行われるので、種々の改善がなされ、これらの行程が１つのピストンで行われるときに生じる関連する不利もなしに、各行程の効率を最適化できる。例えば、圧縮ピストンの直径２０４をパワーピストンの直径２０２より大きくして、圧縮の効率をさらに向上させることができる。加えて、パワーピストン１１４についての第１スロー１３０の半径２０６を圧縮ピストン１１６についての第２スロー１３２の半径２０８より大きくして、クランクシャフト１０８に掛かる総トルクをさらに高めることができる。

好ましい実施形態が示され説明されたが、種々の変形や代替が本発明の趣旨及び範囲を逸脱することなく成され得る。従って、本発明は例示によって説明されたものでそれに限定されないことは勿論のことである。

吸気行程中における代表的な先行技術４ストロークサイクルエンジンの概略図である。 圧縮行程中における図１の先行技術エンジンの概略図である。 動力行程中における図１の先行技術エンジンの概略図である。 排気行程中における図１の先行技術エンジンの概略図である。 ピストンが最大トルク位置にあるときの、図１の先行技術エンジンの概略図である。 図１の先行技術エンジンのトルクと燃焼圧のグラフ表示である。 排気と吸気行程中の本発明によるエンジンの概略図である。 第１ピストンが動力行程の初めに丁度上死点に達したときの、図７のエンジンの概略図である。 第１ピストンが点火位置に達したときの、図７のエンジンの概略図である。 図７のエンジンのトルクと燃焼圧のグラフ表示である。 異なるスローと異なるピストン径を有する本発明による他の実施形態の概略図である。

Claims (4)

1. エンジンのクランクシャフト軸を中心として回転するクランクシャフトと、
   該クランクシャフトの１回転中に４ストロークサイクルの動力行程と排気行程を通じて往復するように、第１シリンダ内に摺動可能に収容されると共にクランクシャフトに作用的に連結されたパワーピストンと、
   クランクシャフトの同じ回転中に同じ４ストロークサイクルの吸気行程と圧縮行程を通じて往復するように、第２シリンダ内に摺動可能に収容されると共にクランクシャフトに作用的に連結された圧縮ピストンと、
   第１と第２のシリンダを連通するガス通路であって、圧力室を画成するインレットバルブとアウトレットバルブを有し、アウトレットバルブが圧力室から第１シリンダへの圧縮ガスの実質的な一方向流れを許すガス通路とを備えるエンジンであって、
   パワーピストンはその上死点位置から点火位置にまで下降することを特徴とするエンジン。
2. ガス通路のインレットバルブとアウトレットバルブは、全４ストロークサイクル中、圧力室を少なくとも所定の点火条件ガス圧に実質的に維持することを特徴とする請求項１に記載のエンジン。
3. インレットバルブは、第２シリンダから圧力室への圧縮ガスの実質的な一方向流れを許すことを特徴とする請求項１に記載のエンジン。
4. パワーピストンは、０度よりも実質的に大きい位相シフト角だけ圧縮ピストンを先導することを特徴とする請求項１に記載のエンジン。

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