JP4286419B2

JP4286419B2 - Piston type internal combustion engine

Info

Publication number: JP4286419B2
Application number: JP2000038581A
Authority: JP
Inventors: 信也 ▲高▼原
Original assignee: 信也 ▲高▼原
Priority date: 2000-02-16
Filing date: 2000-02-16
Publication date: 2009-07-01
Anticipated expiration: 2020-02-16
Also published as: JP2001227368A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、燃料の爆発力でシリンダ内を直線移動するピストンの動きを回転運動に変換するピストン形内燃機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ガソリン等の燃料をシリンダ内で爆発させてシリンダ内を直線移動するピストンの動きを回転運動に変換するピストン形内燃機関として古くよりガソリンエンジンとディーゼルエンジンとが広く用いられている。周知のように、ガソリンエンジンは気化した燃料と空気を混合した混合気をシリンダへ送り、点火プラグにより点火して爆発をシリンダ内に生じさせる形式であり、ディーゼルエンジンはシリンダ内で高い圧縮を受けて温度の高くなった空気に燃料噴射ポンプにより高圧にした燃料を噴射させて自然着火により爆発を起こさせる形式のものである。
【０００３】
上記エンジンは、吸気、圧縮、爆発（膨張）、排気の４つの行程を１サイクルとしてクランク軸の２回転、即ちピストンの４行程で行なう４サイクルエンジンが代表的であるが、このようなピストンエンジンでは上記４つの行程を１つのシリンダ内に摺動自在に嵌合された１つのピストンで行なうことを前提としている。このため、ピストンが移動する際の移動ストロークに関して必然的に圧縮比と膨張比は同一である。又、ガソリンエンジンの圧縮比は、一般に約７〜１０程度であり、ディーゼルエンジンでは１２〜２２程度である。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記ガソリンエンジンの圧縮比は前述した値に一般に設定され、この値を大きくすれば理論上熱効率は向上するが、これを１２以上にするとノッキングを起して使用できないし、又仮りに圧縮比をその範囲より大きく出来たとしても若干の改善に止まり、熱効率を大きく向上させることは困難である。ディーゼルエンジンは圧縮比を大きくすることに起因してノッキングを起すことはなく、むしろノッキングを起さないようにするだけのことを考えれば高圧縮比とするのが好ましい。
【０００５】
しかし、燃料の着火遅れに起因するディーゼルノックが生じることがあり、このため上述したように燃焼温度が高く、有害なＮＯｘの発生が多く、これを完全に抑制することは困難であるなどの不利がある。上記のような着火燃焼方式のそれぞれに伴う種々の問題は吸入、圧縮、爆発（膨張）、排気の４つの行程を１つのシリンダ内で行なっていることに起因する。特に、圧縮と膨張の各行程はそれぞれ要求される性能が異なるにも拘らず、１つのシリンダで行なうため圧縮比と膨張比が必然的に同一となるからである。
【０００６】
一方、上述した従来のピストン形内燃機関は、シリンダがピストンによる４つの行程に対し１つであるから、吸入される混合気又はエアーの給気を冷却することが困難である。圧縮された給気は爆発（膨張）行程で急激に温度上昇し、実際のシリンダの周囲には冷却手段が取り付けられているとしても、その後この冷却手段だけでは十分冷却されないまま同じシリンダに給気が吸入されるため、必然的に給気も温度が高くなるからである。
【０００７】
給気冷却ができ、かつＮＯｘの発生を抑制できるピストンエンジンが所望されている。この場合、圧縮と膨張を異なるシリンダで行えば少なくとも給気冷却は従来より容易となり得るが、給気冷却に見合うコスト上のメリットから異なるシリンダで圧縮と膨張を行うピストン形内燃機関が試みられた例は知られていない。
【０００８】
この発明は、上記従来のピストン形内燃機関の熱効率を１つのシリンダで向上させるには限界がある点に留意し、エンジンを圧縮シリンダと膨張シリンダに分離し、かつ圧縮比と膨張比を異ならせて熱効率を大きく向上させることができるピストン形内燃機関を提供することを課題とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
この発明は、上記の課題を解決する手段として、シリンダ内に摺動自在に嵌合されるピストンを燃料の爆発力で駆動して回転力を出力するピストン形内燃機関のシリンダを圧縮シリンダと膨張シリンダとに分離して設け、両シリンダを連結管により連結し、圧縮シリンダより膨張シリンダの体積を大きく形成して圧縮比より膨張比を大とし、前記膨張シリンダの上部で燃料を爆発させ、その膨張シリンダのピストンにより出力軸を回転駆動するように構成して成るピストン形内燃機関としたのである。
【００１０】
上記構成の発明では、膨張シリンダと圧縮シリンダが分離して設けられ、膨張比を圧縮比より大きく設定するようにしたから、クランク軸の１回転中に吸入、圧縮された混合気は爆発、膨張の際、圧縮比より大きい膨張比で膨張する。その間に膨張比が大きければ大きい程爆発によるエネルギは大きく動力に変換され、このため熱効率が著しく向上する。
【００１１】
また、エンジンの圧縮シリンダが膨張シリンダから分離して設けられているから、膨張シリンダで燃料が爆発、膨張して膨張シリンダが高温となってもその加熱温度が圧縮シリンダへ移動することはなく、従って圧縮シリンダは膨張シリンダからの熱の影響を受けることなく温度上昇が抑制される。ディーゼルエンジンとして利用する場合、圧縮シリンダで吸気を高圧縮比で圧縮することによる温度上昇は冷却手段を圧縮シリンダに設けることにより有効に抑制され、従って有害なＮＯｘの発生も減少する。
【００１２】
【実施の形態】
以下、この発明の実施の形態を図面を参照して説明する。図１は第１実施形態のピストン形内燃機関の主要断面図である。図示のように、シリンダ及びピストンは圧縮シリンダ１１と膨張シリンダ１２、及び各シリンダに摺動自在に嵌合するピストン１３、１４とから成り、両シリンダはクランクケース２９に一体に取り付けられ、全体でエンジンを形成している。膨張シリンダ１２は、図示のように、圧縮シリンダ１１とストロークが同一であり、かつ圧縮シリンダ１１の圧縮比より大きい所望の膨張比（例えば圧縮比８．５に対して膨張比１６）の体積となるような径のシリンダとして形成されている。
【００１３】
膨張シリンダ１２の上部には燃焼室１５が設けられており、シリンダ１１、１２の上方に形成されるシリンダ室３０、３１への気体の流入、送出を制御するための吸入弁１６、送出弁１７’（送出弁１７’は省略されることもある）、１７、膨張弁１８、排気弁１９が対応する各シリンダ１１、１２に対して設けられている。２０は点火プラグである。なお、この実施形態の内燃機関はガソリンエンジンとして説明するが、ディーゼルエンジンとして応用するときは点火プラグ２０は燃料噴射ノズル２０’に代えるものとする。
【００１４】
燃焼室１５と圧縮シリンダ１１とは連結管２１により連結し、圧縮シリンダ１１のシリンダ室３０で圧縮された混合気を燃焼室１５へ導入するようにしている。又、圧縮シリンダ１１の上端には混合気を供給する吸入管２２が接続され、膨張シリンダ１２の上端には排気管２３が接続されている。ディーゼルエンジンとして用いるときは吸入管２２から混合気に代えてエアーが供給される。各シリンダ１１、１２の下方にはクランクケース２９内にクランク３２、クランク軸２８が取付けられ、コンロッド２４、２５によりピストン１３、１４とそれぞれ連結され、クランクケース２９から突出するように出力軸２７、外部にフライホイール２６が設けられている。
【００１５】
上記の構成としたこの実施形態のエンジンの作用は次の通りである。説明の都合上始動後の通常運転に入り圧縮シリンダ１１で圧縮が始まる直前から説明する。圧縮が始まる前の行程で吸入弁１６を開き混合気がシリンダ室３０に給気されているものとする。クランク軸２８が回転してピストン１３、１４が上昇する直前に吸入弁１６は閉じられ、送出弁１７’、１７は開とされ、膨張弁１８は閉、排気弁１９は開とされる。
【００１６】
この状態からピストン１３、１４が上昇を始めると、圧縮シリンダ１１ではシリンダ室３０の混合気は圧縮されて圧力が上昇し燃焼室１５へ圧入される。一方、膨張シリンダ１２では排気弁１９が開いているためシリンダ１２内の膨張後の排気はピストン１４の上昇により排気弁１９を通り排気管２３を経て外部へ排出される。
【００１７】
上記ピストン１３、１４の上昇によりそれぞれが上死点に達した後下降に転じる際に、送出弁１７’、１７は閉、膨張弁１８は開、排気弁１９は閉となり、点火プラグ２０の点火により燃焼室１５内の混合気が爆発してピストン１４を押し下げる。ディーゼルエンジンの場合は燃料噴射ノズル２０’の燃料噴射により燃焼、膨張してピストン１４を押し下げる。
【００１８】
このピストン１４の下降に連動してピストン１３も下降し、その際吸入弁１６が開かれて混合気が吸入される。その後は上記１サイクルの動作が連続して繰り返され、その駆動力はクランク３２を介して回転力に転換され出力軸２７により出力される。なお、上記サイクルは圧縮と排気、爆発（膨張）と吸入の行程がクランク軸の１回転で行なわれるから、このエンジンは掃気作用を要しない新形の２サイクルエンジンとなり、従来型の同一出力の４サイクルの２シリンダエンジンとシリンダの単位容積当りの出力は大差ない程度となる。
【００１９】
上記の作用でエンジンが動力を発生する際の熱効率は高効率となるが、その理由について説明する。図３に従来形のガソリンエンジンとこの実施形態のエンジン（以下ＤＣエンジンという）の理論熱効率を計算するためのＰＶ線図を示す。（ａ）図は従来形、（ｂ）図はＤＣエンジンのものである。但し、理解し易くするため、（ｂ）図では膨張シリンダ１２の内径を圧縮シリンダ１１と同一と仮定し、膨張比が圧縮比より大きいことを膨張比に比例するシリンダストロークＳ₂のシリンダに置き換えて示している。
【００２０】
従来形のエンジンに比較すると、図３の（ｂ）図において、１’→１→４→４’の面積に相当する出力エネルギーを回収したこととなり、その分だけ熱効率の向上に寄与する。但し、実際には発生した熱量の全てが軸馬力として利用できる訳ではなく、平均有効圧力や正味平均有効圧力を考慮した仕事量しか転換されないから、実際の熱効率は上記より低くなるが、理論熱効率が大きいということは実際に有効に得られる動力もそれだけ大きくなることを意味しており、熱効率が大きく改善されるという結果に変わりはない。
【００２１】
なお、上記説明では理論熱効率が向上する作用を圧縮シリンダと同一径でストロークが長い膨張シリンダを用いて説明したが、図１の例では反対にピストンのストロークが圧縮シリンダと膨張シリンダで同一であり、かつ膨張シリンダの径が所望の膨張比となるように圧縮シリンダの径より大きいものとされており、作用の説明は図示の実施形態のエンジンの構成とは異なる。しかし、膨張シリンダの体積が圧縮シリンダより大きい点では同じであり、理解し易く図示するためにストロークの長い例で作用の説明をした。
【００２２】
従って、膨張シリンダの体積が圧縮シリンダより大きい例として、第１実施形態とは反対に膨張シリンダと圧縮シリンダの径を同一とし、膨張シリンダのストロークを長くするようにしてもよい。あるいは、膨張シリンダのストローク及びシリンダ径のいずれをも圧縮シリンダより大きいものとして設定してもよい。
【００２３】
図４に第２実施形態のピストン形内燃機関の主要断面図を示す。この実施形態のエンジンは、第１実施形態のものに比して、独立した燃焼室１５と膨張弁１８を省略した点が異なっている。独立の燃焼室１５を省略したため膨張シリンダ１２のピストン１４より上方のシリンダ室３１’が燃焼室として用いられる。又、独立の燃焼室１５がないため圧縮シリンダ１１のシリンダ室３０を連結管２１により直接膨張シリンダ１２のシリンダ室３１’に連結している。
【００２４】
又、（ａ）図、（ｂ）図に示すように、膨張シリンダ１２のピストン１４のクランク軸２８’が上死点３３の手前付近で位相角αの位置にあるとき、圧縮シリンダ１のピストン１３のクランク軸２８は上死点３３の手前で位相角２αの位置にくるようにクランク軸２８と２８’の取付角度を互いに角度αだけずらして、即ちクランクの矢印ｆの回転方向に対してクランク軸２８’を２８より位相角度α進み角となるように取り付けられている。その理由については後で説明する。その他の構成については第１実施形態と同様であり、同一機能部材については同一符号を付して詳細な説明を省略する。
【００２５】
上記構成のこの実施形態のエンジンの作用も、基本的には第１実施形態と同様であり、従来形の単一シリンダのエンジンに比して高効率な出力を得ることができるが、この実施形態ではさらに次のような有利な作用が得られる。以下、その有利な作用について図５Ａ、図５Ｂを参照して説明する。
【００２６】
説明の都合上圧縮及び排気行程から説明する。図５Ａの（ａ）図に示すように、クランク軸２８、２８’の回転と共にピストン１３、１４が下方位置から上昇して圧縮、排気行程が始まると、その行程の始まる直前に吸入弁１６は閉、送出弁１７’、１７も閉、排気弁１９は開とされ、ピストン１３、１４の上昇により圧縮シリンダ１１では圧縮、膨張シリンダ１２では排気が行なわれる。
【００２７】
上記圧縮、排気行程の終わる少し手前までピストン１３、１４が上昇して、クランク軸２８’が上死点３３の手前の位相角α、２８が位相角２αの位置に来たとき、（ｂ）図に示すように、ピストン１４の上端が上死点よりＸだけ手前の高さに、ピストン１３の上端が上死点よりＹだけ手前の高さ位置にあるとする。この状態位置までピストン１３、１４が上昇する間に圧縮シリンダ１１では所望の圧縮比に混合気は十分圧縮され、排気も大部分は終わりに近づいている。
【００２８】
このとき送出弁１７’、１７を開放し、排気弁１９を閉じると、圧縮シリンダ１１のシリンダ室３０で圧縮された混合気は連結管２１を介して膨張シリンダ１２のシリンダ室３１’（燃焼室）へ送り込まれる。なお、吸入弁１６は閉じたままとする。そして、さらにピストン１３、１４が上昇し、図５Ｂの（ｃ）図に示すように、ピストン１３の上端が上死点まで上昇すると、その間に進み角に設けられているクランク軸２８’に連結されたピストン１４は既に上死点を通過し、先の上死点手前の距離Ｘと同じ距離だけ下降している。
【００２９】
このようにピストン１３が上死点に達しかつピストン１４が距離Ｘだけ下降した時点で、送出弁１７’、１７を閉じ、点火プラグ２０の点火により混合気を爆発させると、その爆発による圧力の急激な上昇でピストン１４が押圧されて（ｄ）図に示すように下降し、シリンダ室３１’（燃焼室）が体積膨張する。このピストン１４の下降に連動してピストン１３も下降するが、その下降の始まる際に吸入弁１６を開いて吸入管２２から混合気が吸入される。
【００３０】
以上から、この実施形態のエンジンの基本作用は第１実施形態と同様に２サイクルエンジンとして作用することが分かるが、この実施形態では図５Ａの（ｂ）図から図５Ｂの（ｃ）図において説明したように、膨張シリンダ１２のピストン１４が上死点近くに上昇し、圧縮シリンダ１１のピストン１３の上昇距離より小さい範囲でさらに上昇して上死点からさらに下降側の距離Ｘだけ下降する容積変動の少ない間に排気を充分行なった残留排気の少ない状態で圧縮シリンダ１１から圧縮された混合気が送り込まれる。
【００３１】
このため、膨張シリンダ１２のシリンダ室３１’（燃焼室）での混合気の爆発、燃焼が十分に行なわれる。又、図１の燃焼室１５及び膨張弁１８が設けられていないので製作が容易であり、かつ膨張シリンダ１２の上部のシリンダ室３１’は燃焼室を兼用しているためピストン１４が最も上昇したとき上部に残る残留排気が少なく、容積変動の少ない動作時間中に圧縮された混合気を圧入することができる。
【００３２】
以上のように、各実施形態のエンジンをガソリンエンジンとして利用した場合、圧縮比が従来例と同様に低圧縮比とすることができるためノッキングを起こさず、膨張比は大きく設定できるため、熱効率が高効率となり、ＣＯ₂の削減及び燃費の節減となる。
【００３３】
ディーゼルエンジンとして利用する場合は、圧縮シリンダが膨張シリンダと別になっているので、給気を高温の膨張シリンダを通すことなく単独に圧縮シリンダで冷却できるので、給気冷却が容易であり、給気冷却の結果燃焼温度が低下し、ＮＯｘの発生を抑制することができる。又、燃焼による膨張シリンダの温度上昇を低くすることにより燃料の約３０％を占める冷却損失を低減し、又膨張比を大きくすることにより排気のエネルギーを回収し、熱効率の向上、即ち燃費の低減となる。
【００３４】
従来形のエンジンではシリンダを断熱化しても給気が熱され、熱効率の向上の効果は少ないが、上記実施形態では圧縮シリンダが膨張シリンダと分離しているため直接吸気を加熱せず、従って断熱化が有効となり、冷却損失が減少し、熱効率の向上となる。
【００３５】
【発明の効果】
以上、詳細に説明したように、この発明のピストン形内燃機関はシリンダを圧縮シリンダと膨張シリンダとに分離して設け、膨張比を圧縮比より大きい所望の値に設定したものとしたから、従来形ではシリンダが１つであるため、圧縮比を大きくすると必然的に膨張比も大きくなり、熱効率は向上するが圧縮比を所定以上に大きくするとガソリンエンジンではノッキングを起こし、ディーゼルエンジンでは燃焼温度が高くなり有害ＮＯ_Xの発生が多くなり、冷却損失が大きくなるなどの不都合を避けることができないのに対して、本発明では圧縮比を小さくすることにより上記不都合を抑制し、一方膨張比は大きく設定することにより熱効率を大きく向上させることができるという画期的な効果を達成できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態のピストン形内燃機関の主要断面図
【図２】同上の内燃機関の作用の説明図
【図３】同上の内燃機関と従来形の内燃機関のＰＶ線図
【図４】第２実施形態のピストン形内燃機関の主要断面図
【図５Ａ】同上の内燃機関の作用の説明図
【図５Ｂ】同上の内燃機関の作用の説明図
【符号の説明】
１１圧縮シリンダ
１２膨張入り
１３、１４ピストン
１５燃焼室
１６吸入弁
１７’、１７送出弁
１８膨張弁
１９排気弁
２０点火プラグ
２１連結管
２２吸入管
２３排気管
２４、２５コンロッド
２６フライホイール
２７出力軸
２８、２８’ クランク軸
２９クランクケース
３０、３１シリンダ室
３１’ シリンダ室
３２クランク[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a piston-type internal combustion engine that converts a movement of a piston that linearly moves in a cylinder by an explosive force of fuel into a rotational movement.
[0002]
[Prior art]
For a long time, gasoline engines and diesel engines have been widely used as piston-type internal combustion engines that convert the movement of a piston that linearly moves in a cylinder by detonating fuel such as gasoline into a rotary motion. As is well known, a gasoline engine is a type in which a mixture of vaporized fuel and air is sent to a cylinder and ignited by a spark plug to cause an explosion in the cylinder. A diesel engine is subjected to high compression in the cylinder. In this type of fuel, high-pressure fuel is injected into the air at a high temperature by a fuel injection pump to cause explosion by spontaneous ignition.
[0003]
The above engine is typically a four-cycle engine in which four strokes of intake, compression, explosion (expansion), and exhaust are taken as one cycle and the crankshaft is rotated twice, that is, with four strokes of the piston. Therefore, it is assumed that the above four strokes are performed by one piston slidably fitted in one cylinder. For this reason, the compression ratio and the expansion ratio are necessarily the same with respect to the movement stroke when the piston moves. Moreover, the compression ratio of a gasoline engine is generally about 7 to 10, and about 12 to 22 for a diesel engine.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, the compression ratio of the gasoline engine is generally set to the above-mentioned value, and if this value is increased, the thermal efficiency is theoretically improved. However, if this value is set to 12 or more, knocking may not be used and the compression is temporarily performed. Even if the ratio can be made larger than that range, it is only slightly improved and it is difficult to greatly improve the thermal efficiency. It is preferable that the diesel engine does not cause knocking due to an increase in the compression ratio, but rather has a high compression ratio in view of only preventing knocking.
[0005]
However, diesel knock may occur due to the delay in ignition of the fuel. For this reason, as described above, the combustion temperature is high, harmful NOx is often generated, and it is difficult to completely suppress this. There is. Various problems associated with each of the ignition combustion systems as described above are caused by performing four strokes of suction, compression, explosion (expansion), and exhaust in one cylinder. In particular, the compression ratio and the expansion ratio are inevitably the same because the compression and expansion strokes are performed by one cylinder even though the required performance is different.
[0006]
On the other hand, in the conventional piston type internal combustion engine described above, since the number of cylinders is one for four strokes by the piston, it is difficult to cool the intake air mixture or the air supply. The compressed supply air rises rapidly in the explosion (expansion) process, and even if a cooling means is installed around the actual cylinder, it is supplied to the same cylinder without being sufficiently cooled by this cooling means alone. This is because the temperature of the air supply inevitably increases because the air is inhaled.
[0007]
A piston engine that can supply and cool air and can suppress the generation of NOx is desired. In this case, if the compression and expansion are performed in different cylinders, at least air supply cooling can be easier than in the past. However, a piston-type internal combustion engine that performs compression and expansion using different cylinders has been attempted due to cost advantages commensurate with air supply cooling. There are no known examples.
[0008]
In the present invention, it is noted that there is a limit in improving the thermal efficiency of the conventional piston type internal combustion engine with a single cylinder, the engine is separated into a compression cylinder and an expansion cylinder, and the compression ratio and the expansion ratio are made different. It is an object of the present invention to provide a piston-type internal combustion engine that can greatly improve thermal efficiency.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
As a means for solving the above-described problems, the present invention expands a cylinder of a piston-type internal combustion engine that outputs a rotational force by driving a piston slidably fitted in the cylinder with an explosive force of fuel and a compression cylinder. The cylinder is separated from the cylinder, and both cylinders are connected by a connecting pipe. The volume of the expansion cylinder is larger than that of the compression cylinder so that the expansion ratio is larger than the compression ratio. The piston-type internal combustion engine is configured such that the output shaft is rotationally driven by the piston of the expansion cylinder.
[0010]
In the invention with the above configuration, the expansion cylinder and the compression cylinder are provided separately, and the expansion ratio is set to be larger than the compression ratio. Therefore, the air-fuel mixture sucked and compressed during one rotation of the crankshaft explodes and expands. In this case, it expands at an expansion ratio larger than the compression ratio. In the meantime, the larger the expansion ratio, the greater the energy from the explosion is converted into motive power, thus significantly improving the thermal efficiency.
[0011]
Also, since the compression cylinder of the engine is provided separately from the expansion cylinder, even if the fuel explodes and expands in the expansion cylinder and the expansion cylinder becomes hot, the heating temperature does not move to the compression cylinder. Accordingly, the temperature rise of the compression cylinder is suppressed without being affected by the heat from the expansion cylinder. When used as a diesel engine, the temperature rise caused by compressing the intake air at a high compression ratio in the compression cylinder is effectively suppressed by providing the cooling means in the compression cylinder, and therefore the generation of harmful NOx is also reduced.
[0012]
Embodiment
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a main cross-sectional view of the piston-type internal combustion engine of the first embodiment. As shown in the figure, the cylinder and the piston are composed of a compression cylinder 11 and an expansion cylinder 12, and pistons 13 and 14 which are slidably fitted to the cylinders. Forming the engine. As shown in the figure, the expansion cylinder 12 has the same stroke as that of the compression cylinder 11 and a volume having a desired expansion ratio (for example, an expansion ratio of 16 with respect to the compression ratio of 8.5) that is larger than the compression ratio of the compression cylinder 11. It is formed as a cylinder with such a diameter.
[0013]
A combustion chamber 15 is provided above the expansion cylinder 12, and a suction valve 16 and a delivery valve 17 for controlling the inflow and delivery of gas to the cylinder chambers 30 and 31 formed above the cylinders 11 and 12. '(The delivery valve 17' may be omitted), 17, an expansion valve 18 and an exhaust valve 19 are provided for the corresponding cylinders 11 and 12, respectively. Reference numeral 20 denotes a spark plug. In addition, although the internal combustion engine of this embodiment is demonstrated as a gasoline engine, when applying as a diesel engine, the spark plug 20 shall be replaced with the fuel injection nozzle 20 '.
[0014]
The combustion chamber 15 and the compression cylinder 11 are connected by a connecting pipe 21 so that the air-fuel mixture compressed in the cylinder chamber 30 of the compression cylinder 11 is introduced into the combustion chamber 15. A suction pipe 22 for supplying an air-fuel mixture is connected to the upper end of the compression cylinder 11, and an exhaust pipe 23 is connected to the upper end of the expansion cylinder 12. When used as a diesel engine, air is supplied from the suction pipe 22 instead of the air-fuel mixture. Below each cylinder 11, 12, a crank 32 and a crankshaft 28 are mounted in a crankcase 29, and are connected to pistons 13, 14 by connecting rods 24, 25, respectively, and output shafts 27, A flywheel 26 is provided outside.
[0015]
The operation of the engine of this embodiment configured as described above is as follows. For convenience of explanation, the operation will be described from immediately before the start of compression in the compression cylinder 11 in the normal operation after starting. It is assumed that the intake valve 16 is opened and the air-fuel mixture is supplied to the cylinder chamber 30 in the stroke before the compression starts. Immediately before the crankshaft 28 rotates and the pistons 13 and 14 rise, the intake valve 16 is closed, the delivery valves 17 'and 17 are opened, the expansion valve 18 is closed, and the exhaust valve 19 is opened.
[0016]
When the pistons 13 and 14 start to rise from this state, the air-fuel mixture in the cylinder chamber 30 is compressed in the compression cylinder 11 and the pressure rises and is press-fitted into the combustion chamber 15. On the other hand, since the exhaust valve 19 is open in the expansion cylinder 12, the exhaust gas after expansion in the cylinder 12 passes through the exhaust valve 19 and is discharged to the outside through the exhaust pipe 23 by the rise of the piston 14.
[0017]
When the pistons 13 and 14 move upward after reaching the top dead center, the delivery valves 17 ′ and 17 are closed, the expansion valve 18 is opened, the exhaust valve 19 is closed, and the ignition plug 20 is ignited. As a result, the air-fuel mixture in the combustion chamber 15 explodes and pushes down the piston 14. In the case of a diesel engine, the piston 14 is pushed down by combustion and expansion by fuel injection from the fuel injection nozzle 20 '.
[0018]
In conjunction with the lowering of the piston 14, the piston 13 is also lowered. At this time, the intake valve 16 is opened and the air-fuel mixture is sucked. Thereafter, the operation of one cycle is repeated continuously, and the driving force is converted into a rotational force via the crank 32 and output from the output shaft 27. In the above cycle, the compression, exhaust, explosion (expansion), and intake strokes are performed by one rotation of the crankshaft, so this engine is a new two-cycle engine that does not require scavenging action, and has the same output as the conventional type. The output per unit volume of the 4-cycle 2-cylinder engine and the cylinder is not so different.
[0019]
The thermal efficiency when the engine generates power by the above action is high efficiency. The reason will be described. FIG. 3 shows a PV diagram for calculating the theoretical thermal efficiency of the conventional gasoline engine and the engine of this embodiment (hereinafter referred to as DC engine). (A) A figure is a conventional type, (b) A figure is a thing of DC engine. However, for ease of understanding, replaced by (b) the inner diameter of the expansion cylinder 12 assumes the same as the compression cylinder 11 in the figure, the cylinder stroke S ₂ of the expansion ratio is proportional to the expansion ratio is greater than the compression ratio cylinder It shows.
[0020]
Compared to the conventional form of the engine, in (b) of FIG 3, 1 '→ 1 → 4 → 4' corresponds to the area of will be to recover the output energy, that contribute to the improvement of the thermal efficiency by that amount. However , in reality, not all of the generated heat can be used as axial horsepower, and only the amount of work taking into account the average effective pressure and net average effective pressure is converted, so the actual thermal efficiency is lower than the above, but the theoretical thermal efficiency A large value means that the power that can be actually obtained effectively increases accordingly, and the thermal efficiency is greatly improved.
[0021]
In the above description, the theoretical thermal efficiency has been improved by using an expansion cylinder having the same diameter and a long stroke as the compression cylinder. However, in the example of FIG. 1, the piston stroke is the same in the compression cylinder and the expansion cylinder. In addition, the diameter of the expansion cylinder is made larger than the diameter of the compression cylinder so as to obtain a desired expansion ratio, and the description of the action is different from the configuration of the engine of the illustrated embodiment. However, it is the same in that the volume of the expansion cylinder is larger than that of the compression cylinder, and the operation has been described with an example of a long stroke for easy understanding.
[0022]
Therefore, as an example in which the volume of the expansion cylinder is larger than that of the compression cylinder, the diameters of the expansion cylinder and the compression cylinder may be the same as in the first embodiment, and the stroke of the expansion cylinder may be increased. Alternatively, both the stroke of the expansion cylinder and the cylinder diameter may be set larger than the compression cylinder.
[0023]
FIG. 4 shows a main cross-sectional view of the piston type internal combustion engine of the second embodiment. The engine of this embodiment is different from that of the first embodiment in that the independent combustion chamber 15 and the expansion valve 18 are omitted. Since the independent combustion chamber 15 is omitted, the cylinder chamber 31 ′ above the piston 14 of the expansion cylinder 12 is used as the combustion chamber. Further, since there is no independent combustion chamber 15, the cylinder chamber 30 of the compression cylinder 11 is directly connected to the cylinder chamber 31 ′ of the expansion cylinder 12 by the connecting pipe 21.
[0024]
When the crankshaft 28 'of the piston 14 of the expansion cylinder 12 is in the position of the phase angle α in the vicinity of the top dead center 33, as shown in FIGS. The crankshafts 28 and 28 'are shifted from each other by an angle α so that the 13 crankshafts 28 are positioned at the phase angle 2α before the top dead center 33, that is, with respect to the direction of rotation of the crank arrow f. The crankshaft 28 ′ is attached so that the phase angle α is advanced from 28. The reason will be described later. About another structure, it is the same as that of 1st Embodiment, About the same function member, the same code | symbol is attached | subjected and detailed description is abbreviate | omitted.
[0025]
The operation of the engine of this embodiment having the above-described configuration is basically the same as that of the first embodiment, and a high-efficiency output can be obtained as compared with a conventional single cylinder engine. In the embodiment, the following advantageous effects can be obtained. The advantageous operation will be described below with reference to FIGS. 5A and 5B.
[0026]
For convenience of explanation, explanation will be given from the compression and exhaust strokes. As shown in FIG. 5A (a), when the pistons 13 and 14 rise from the lower position as the crankshafts 28 and 28 'rotate and the compression and exhaust strokes start, the intake valve 16 immediately before the stroke starts. The closing and delivery valves 17 ′ and 17 are also closed, the exhaust valve 19 is opened, the pistons 13 and 14 are raised, the compression cylinder 11 compresses, and the expansion cylinder 12 exhausts.
[0027]
When the pistons 13 and 14 are raised slightly before the end of the compression and exhaust strokes, and the crankshaft 28 'reaches the position of the phase angle 2α before the top dead center 33, (b) As shown in the drawing, it is assumed that the upper end of the piston 14 is at a height X before the top dead center and the upper end of the piston 13 is at a height Y before the top dead center. While the pistons 13 and 14 are moved up to this state position, the air-fuel mixture is sufficiently compressed to a desired compression ratio in the compression cylinder 11, and the exhaust gas is almost at the end.
[0028]
At this time, when the delivery valves 17 ′ and 17 are opened and the exhaust valve 19 is closed, the air-fuel mixture compressed in the cylinder chamber 30 of the compression cylinder 11 is connected to the cylinder chamber 31 ′ (combustion chamber) of the expansion cylinder 12 via the connecting pipe 21. ). Note that the intake valve 16 remains closed. Further, when the pistons 13 and 14 are further raised and the upper end of the piston 13 is raised to the top dead center as shown in FIG. 5C, the pistons 13 and 14 are connected to a crankshaft 28 'provided at an advance angle therebetween. The piston 14 thus passed has already passed through the top dead center, and has been lowered by the same distance as the distance X before the top dead center.
[0029]
Thus, when the piston 13 reaches the top dead center and the piston 14 is lowered by the distance X, the delivery valves 17 ′ and 17 are closed, and the mixture is exploded by ignition of the ignition plug 20, the pressure due to the explosion is reduced. The piston 14 is pressed by a sudden rise and is lowered as shown in FIG. 4D, and the cylinder chamber 31 ′ (combustion chamber) expands in volume. The piston 13 descends in conjunction with the descending of the piston 14, but when the descending starts, the intake valve 16 is opened and the air-fuel mixture is sucked from the intake pipe 22.
[0030]
From the above, it can be seen that the basic operation of the engine of this embodiment acts as a two-cycle engine as in the first embodiment. In this embodiment, in FIGS. 5B to 5C, FIG. As described, the piston 14 of the expansion cylinder 12 rises near the top dead center, further rises within a range smaller than the rise distance of the piston 13 of the compression cylinder 11, and further falls by the distance X on the lower side from the top dead center. The compressed air-fuel mixture is sent from the compression cylinder 11 in a state where the exhaust gas is sufficiently exhausted while the volume fluctuation is small and the residual exhaust gas is small.
[0031]
For this reason, the explosion and combustion of the air-fuel mixture in the cylinder chamber 31 ′ (combustion chamber) of the expansion cylinder 12 are sufficiently performed. Further, since the combustion chamber 15 and the expansion valve 18 of FIG. 1 are not provided, the manufacture is easy, and the cylinder chamber 31 ′ above the expansion cylinder 12 also serves as a combustion chamber. When there is little residual exhaust remaining in the upper part, the compressed air-fuel mixture can be injected during the operation time with little volume fluctuation.
[0032]
As described above, when the engine of each embodiment is used as a gasoline engine, the compression ratio can be set to a low compression ratio as in the conventional example, so that knocking does not occur and the expansion ratio can be set large. High efficiency, CO ₂ reduction and fuel economy.
[0033]
When using as a diesel engine, the compression cylinder is separate from the expansion cylinder, so the supply air can be cooled by the compression cylinder alone without passing through the high-temperature expansion cylinder. As a result of the cooling, the combustion temperature decreases, and the generation of NOx can be suppressed. Also, by reducing the temperature rise of the expansion cylinder due to combustion, the cooling loss occupying about 30% of the fuel is reduced, and by increasing the expansion ratio, the exhaust energy is recovered, improving the thermal efficiency, that is, reducing the fuel consumption. It becomes.
[0034]
In the conventional engine, even if the cylinder is insulated, the supply air is heated and the effect of improving the thermal efficiency is small. However, in the above embodiment, since the compression cylinder is separated from the expansion cylinder, the intake air is not directly heated. Is effective, cooling loss is reduced, and thermal efficiency is improved.
[0035]
【The invention's effect】
As described above in detail, the piston-type internal combustion engine of the present invention is provided with the cylinder separated into the compression cylinder and the expansion cylinder, and the expansion ratio is set to a desired value larger than the compression ratio. Since there is only one cylinder in the form, increasing the compression ratio inevitably increases the expansion ratio, improving the thermal efficiency. However, if the compression ratio is increased beyond a predetermined level, the gasoline engine knocks, and the diesel engine has a combustion temperature higher than that. higher becomes the more the generation of harmful nO _X, whereas it is impossible to avoid the inconvenience such as the cooling loss increases, the present invention suppresses the disadvantage by reducing the compression ratio, whereas the expansion ratio is greater By setting, an epoch-making effect that the thermal efficiency can be greatly improved can be achieved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a main cross-sectional view of a piston-type internal combustion engine of a first embodiment. FIG. 2 is an explanatory view of the operation of the internal combustion engine. FIG. 4] Main sectional view of piston type internal combustion engine of the second embodiment [FIG. 5A] Explanatory view of the operation of the internal combustion engine of the above [FIG. 5B] Explanatory view of the operation of the internal combustion engine of the above [Description of reference numerals]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 Compression cylinder 12 Expansion | swelling 13, 14 Piston 15 Combustion chamber 16 Intake valve 17 ', 17 Delivery valve 18 Expansion valve 19 Exhaust valve 20 Spark plug 21 Connecting pipe 22 Intake pipe 23 Exhaust pipe 24, 25 Connecting rod 26 Flywheel 27 Output shaft 28, 28 'Crankshaft 29 Crankcase 30, 31 Cylinder chamber 31' Cylinder chamber 32 Crank

Claims

A piston of a piston-type internal combustion engine that outputs a rotational force by driving a piston that is slidably fitted in the cylinder by an explosive force of fuel is provided separately in a compression cylinder and an expansion cylinder, and both cylinders are connected pipes. The expansion cylinder has a larger volume than the compression cylinder, the expansion ratio is larger than the compression ratio, the fuel is exploded at the top of the expansion cylinder, and the output shaft is driven to rotate by the piston of the expansion cylinder. A piston-type internal combustion engine constructed.