JP5737076B2

JP5737076B2 - Rotary piston engine

Info

Publication number: JP5737076B2
Application number: JP2011187123A
Authority: JP
Inventors: ニザル・ジャベル; 香川　良二; 良二香川; 向井　学; 学向井
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2011-08-30
Filing date: 2011-08-30
Publication date: 2015-06-17
Anticipated expiration: 2031-08-30
Also published as: JP2013050040A

Description

本発明は、熱効率の改善のために燃焼プロセスが改良されたロータリーピストンエンジンに関する。 The present invention relates to a rotary piston engine with an improved combustion process for improved thermal efficiency.

地球環境への関心が高まるなか、排気がクリーンな水素エンジンが注目されている。ロータリーピストンエンジンは、ローターがローターハウジングのトロコイド状内周面に複数の頂点で摺接して複数の作動室を画成しつつ回転するという構造上、吸気室と燃焼室とが分離され、また吸気室にスパークプラグ等の熱源もないため、バックファイア等の異常燃焼が起き難い。そのため、ロータリーピストンエンジンは、レシプロエンジンに比べて、水素エンジンとしての用途に適している。例えば、特許文献１には、気体燃料として水素を採用したロータリーピストンエンジンが開示されている。 As interest in the global environment increases, hydrogen engines with clean exhaust are attracting attention. A rotary piston engine has a structure in which a rotor is slidably contacted with a trochoidal inner peripheral surface of a rotor housing at a plurality of vertices to rotate while defining a plurality of working chambers. Since there is no heat source such as a spark plug in the room, abnormal combustion such as a backfire hardly occurs. Therefore, the rotary piston engine is more suitable for use as a hydrogen engine than the reciprocating engine. For example, Patent Document 1 discloses a rotary piston engine that employs hydrogen as a gaseous fuel.

また、特許文献２には、燃料がガソリンのような液体燃料であるか水素のような気体燃料であるかに拘わらず、ローターの外周面に凹状ポケット及び凹状ポケットに沿って延びる流れ変更部材が設けられたロータリーピストンエンジンが開示されている。そして、これによれば、流れ変更部材によって燃焼室内の燃料と空気との混合気に乱流が発生し、燃料と空気とのミキシング及び火炎伝播が促進されて燃焼効率が向上することが記載されている。 Patent Document 2 discloses a concave pocket and a flow changing member extending along the concave pocket on the outer peripheral surface of the rotor regardless of whether the fuel is a liquid fuel such as gasoline or a gaseous fuel such as hydrogen. A provided rotary piston engine is disclosed. And according to this, it is described that a turbulent flow is generated in the mixture of fuel and air in the combustion chamber by the flow changing member, and mixing of the fuel and air and flame propagation are promoted to improve the combustion efficiency. ing.

特開２００６−２５００２４号公報（段落００２４）JP 2006-250024 (paragraph 0024) 特開２００８−１８５０２７号公報（段落００１４〜００１６）JP 2008-185027 A (paragraphs 0014 to 0016)

ところで、一般に、水素の燃焼はガソリンよりも速いため、水素エンジンはガソリンエンジンよりも冷却損失が大きい。冷却損失を低減するためにリーン燃焼を行うことが考えられるが、混合気をリーン化すると、燃焼速度が遅くなり、燃焼遅れが生じ、排気損失が増加する。よって、混合気をリーン化しても混合気の燃焼遅れを抑制できる技術が望まれる。 By the way, since hydrogen combustion is generally faster than gasoline, a hydrogen engine has a larger cooling loss than a gasoline engine. In order to reduce the cooling loss, it is conceivable to perform lean combustion. However, when the air-fuel mixture is made lean, the combustion speed becomes slow, a combustion delay occurs, and the exhaust loss increases. Therefore, a technique that can suppress the combustion delay of the air-fuel mixture even when the air-fuel mixture is leaned is desired.

また、ロータリーピストンエンジンは、ローターの回転に起因して、燃焼行程において燃焼室内をローターの回転方向のトレーリング側からリーディング側へ強いスキッシュ流が流れる。このスキッシュ流のため、点火プラグの点火によって生じた火炎は、点火プラグよりもリーディング側には伝播し易いがトレーリング側には伝播し難い。そのため、点火プラグの点火時に点火プラグよりもトレーリング側に存在する混合気は、ローターの回転に伴って点火プラグよりもリーディング側に移動するまで燃焼が開始しない。これによっても混合気の燃焼遅れが生じ、排気損失が増加する。よって、スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れを抑制できる技術もまた望まれる。 In the rotary piston engine, due to the rotation of the rotor, a strong squish flow flows from the trailing side to the leading side in the rotation direction of the rotor in the combustion chamber during the combustion stroke. Due to this squish flow, the flame generated by ignition of the spark plug is more likely to propagate to the leading side than the spark plug, but difficult to propagate to the trailing side. Therefore, combustion does not start until the air-fuel mixture present on the trailing side of the spark plug at the time of ignition of the spark plug moves to the leading side of the spark plug as the rotor rotates. This also causes a combustion delay of the air-fuel mixture and increases exhaust loss. Therefore, a technique that can suppress the combustion delay of the trailing side air-fuel mixture caused by the squish flow is also desired.

以上のような問題は、燃料の種類に拘わらず、ロータリーピストンエンジンで混合気をリーン燃焼する場合に一般的に生じる問題である。 The above problem is a problem that generally occurs when the air-fuel mixture is lean burned in a rotary piston engine regardless of the type of fuel.

そこで、本発明は、リーン化した混合気の燃焼遅れを抑制し、かつ、スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れを抑制して、冷却損失の低減と排気損失の増加の抑制とを図り、ロータリーピストンエンジンの熱効率を改善することを目的とする。 Therefore, the present invention suppresses the combustion delay of the lean air-fuel mixture and suppresses the combustion delay of the trailing side air-fuel mixture caused by the squish flow, thereby reducing the cooling loss and the exhaust loss. The purpose is to improve the thermal efficiency of the rotary piston engine.

前記目的を達成するため、本発明に係るロータリーピストンエンジンは、トロコイド状内周面を有するローターハウジングと、前記内周面に頂点が摺接しつつ回転するローターと、前記内周面のトロコイド曲線の短軸を挟んでリーディング側及びトレーリング側に配置されたリーディング側点火プラグ及びトレーリング側点火プラグとを備えるロータリーピストンエンジンであって、燃焼行程では理論空燃比よりもリーンな混合気が燃焼され、前記ローターの外周面に形成されたリセス内に乱流生成部材が設けられ、前記短軸から圧縮トップ（圧縮上死点：ＴＤＣ）のときのローターのトレーリング側頂点までのトレーリング側燃焼室の長さをＬとしたときに、前記トレーリング側点火プラグが、前記短軸から（Ｌ／２）以上離れた位置に配置されていることを特徴とする。 In order to achieve the above object, a rotary piston engine according to the present invention includes a rotor housing having a trochoidal inner peripheral surface, a rotor rotating while a vertex is in sliding contact with the inner peripheral surface, and a trochoidal curve of the inner peripheral surface. A rotary piston engine having a leading side spark plug and a trailing side spark plug arranged on the leading side and the trailing side across the short axis, and in the combustion stroke, an air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio is burned. A turbulent flow generating member is provided in a recess formed on the outer peripheral surface of the rotor, and combustion on the trailing side from the minor axis to the top of the trailing side of the rotor at the time of compression top (compression top dead center: TDC) When the length of the chamber is L, the trailing-side spark plug is arranged at a position separated from the short axis by (L / 2) or more. Characterized in that it is.

このような構成によれば、燃焼行程では理論空燃比よりもリーンな混合気が燃焼されるから、燃焼温度の上昇が抑制される（リーンな混合気は燃料に対する空気の量が相対的に多いから）。そのため、冷却損失の低減が図られる。また、燃焼温度の上昇が抑制されることにより、ＮＯｘの低減も図られる。 According to such a configuration, the air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio is combusted in the combustion stroke, so that the increase in the combustion temperature is suppressed (the air-fuel ratio of the lean air-fuel mixture is relatively large). From). Therefore, the cooling loss can be reduced. In addition, NOx can be reduced by suppressing an increase in combustion temperature.

その際、ローターの外周面に形成されたリセス内に乱流生成部材が設けられるから、この乱流生成部材によって燃焼室内の燃料と空気との混合気に乱流が生成し、燃料と空気とのミキシング及び火炎伝播が促進される。そのため、混合気の燃焼遅れが抑制され、排気損失の増加の抑制が図られる。つまり、乱流生成部材により、混合気の燃焼速度が大幅に高まるため、リーン燃焼の効果（冷却損失の低減）を減損することなく、リーン化した混合気の燃焼遅れを抑制して排気損失の増加を抑制することが可能となる。 At that time, since a turbulent flow generating member is provided in a recess formed on the outer peripheral surface of the rotor, turbulent flow is generated in the mixture of fuel and air in the combustion chamber by the turbulent flow generating member, and the fuel and air Mixing and flame propagation are promoted. Therefore, the combustion delay of the air-fuel mixture is suppressed, and the increase in exhaust loss is suppressed. In other words, the turbulent flow generation member significantly increases the combustion speed of the air-fuel mixture, so that the combustion delay of the lean air-fuel mixture is suppressed and the exhaust loss is reduced without deteriorating the effect of lean combustion (reduction of cooling loss). The increase can be suppressed.

さらに、トレーリング側点火プラグが、圧縮トップのときのトレーリング側燃焼室の長さ、すなわち、ローターハウジングの内周面のトロコイド曲線の短軸から、圧縮トップのときのローターのトレーリング側頂点までの長さをＬとしたときに、前記短軸から（Ｌ／２）以上の位置に配置されているから、トレーリング側点火プラグは、圧縮トップのときのトレーリング側燃焼室の中心よりもトレーリング側に位置している。したがって、圧縮トップ近傍で点火されるトレーリング側点火プラグの点火時には、比較的多量の混合気がトレーリング側点火プラグよりもリーディング側に存在し、比較的少量の混合気がトレーリング側点火プラグよりもトレーリング側に存在する。そのため、トレーリング側点火プラグの点火時にトレーリング側点火プラグよりもトレーリング側に存在する混合気は、ローターの回転に伴ってトレーリング側点火プラグよりもリーディング側に移動するまで燃焼が開始しないけれども、そのような混合気の量が可及的に少なくされ、結果的に、混合気の燃焼遅れの程度、排気損失の増加の程度が低減される。よって、スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れを抑制して排気損失の増加を抑制することが可能となる。 Further, from the length of the trailing side combustion chamber when the trailing side spark plug is the compression top, that is, from the minor axis of the trochoidal curve of the inner peripheral surface of the rotor housing, the vertex on the trailing side of the rotor when the compression top is used. When the length up to L is taken as L, the trailing side spark plug is disposed at a position of (L / 2) or more from the short axis, so that the trailing side spark plug is closer to the center of the trailing side combustion chamber at the compression top. Is also located on the trailing side. Therefore, at the time of ignition of the trailing side spark plug ignited near the compression top, a relatively large amount of air-fuel mixture exists on the leading side of the trailing side spark plug, and a relatively small amount of air-fuel mixture exists on the trailing side spark plug. More on the trailing side. Therefore, combustion does not start until the air-fuel mixture present on the trailing side of the trailing side spark plug moves to the leading side of the trailing side spark plug with the rotation of the rotor when the trailing side spark plug is ignited. However, the amount of such air-fuel mixture is reduced as much as possible, and as a result, the degree of combustion delay of the air-fuel mixture and the degree of increase in exhaust loss are reduced. Therefore, it is possible to suppress an increase in exhaust loss by suppressing the combustion delay of the trailing side air-fuel mixture caused by the squish flow.

なお、このトレーリング側点火プラグ位置のトレーリング側への偏倚（オフセット）により、トレーリング側点火プラグとリーディング側点火プラグとの間に存在する混合気のうち特にリーディング側点火プラグに近い混合気がトレーリング側点火プラグからより離間することになって燃焼遅れが生じるところであるが、前述の乱流生成部材の作用によって、そのような燃焼遅れは抑制される。つまり、乱流生成部材により、混合気の燃焼速度が大幅に高まるため、トレーリング側点火プラグ位置のトレーリング側への偏倚の効果（スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れの抑制）を減損することなく、トレーリング側点火プラグとリーディング側点火プラグとの間に存在する混合気の燃焼遅れを抑制して排気損失の増加を抑制することが可能となる。 Due to the deviation of the trailing-side spark plug position toward the trailing side, the air-fuel mixture present between the trailing-side spark plug and the leading-side spark plug is particularly close to the leading-side spark plug. However, the combustion lag is further away from the trailing-side spark plug, and a combustion delay occurs. However, such a combustion delay is suppressed by the action of the turbulent flow generation member. In other words, because the combustion speed of the air-fuel mixture is greatly increased by the turbulent flow generation member, the effect of deviation of the trailing-side spark plug position toward the trailing side (suppression of the combustion delay of the trailing-side air-fuel mixture caused by the squish flow) ), The combustion delay of the air-fuel mixture existing between the trailing-side spark plug and the leading-side spark plug can be suppressed to suppress an increase in exhaust loss.

本発明のより具体的な構成として、前記混合気に含まれる燃料は水素であり、前記混合気の空気過剰率λは２．２以上であるものを挙げることができる。 As a more specific configuration of the present invention, the fuel contained in the air-fuel mixture is hydrogen, and the air excess ratio λ of the air-fuel mixture can be 2.2 or more.

このような構成によれば、排気がクリーンな水素を燃料として採用する水素ロータリーピストンエンジンにおいて、λ≧２．２という超リーン燃焼を行うことにより、燃焼温度の上昇が抑制され、冷却損失の低減及びＮＯｘの低減が図られると共に、乱流生成部材及びトレーリング側点火プラグ位置のトレーリング側への偏倚により、排気損失の増加の抑制が図られる。 According to such a configuration, in a hydrogen rotary piston engine that employs clean hydrogen as a fuel, an ultra-lean combustion with λ ≧ 2.2 is performed, thereby suppressing an increase in combustion temperature and reducing cooling loss. In addition to the reduction of NOx, the increase in exhaust loss is suppressed by the deviation of the turbulent flow generation member and the trailing side spark plug position toward the trailing side.

本発明のさらに具体的な構成として、燃焼行程では圧縮トップ後に熱発生するようにリーディング側点火プラグの点火時期をリタードするものを挙げることができる。 As a more specific configuration of the present invention, in the combustion stroke, the ignition timing of the leading spark plug is retarded so that heat is generated after the compression top.

このような構成によれば、例えば高負荷領域で燃料が増量されても、圧縮トップ後に熱発生するようにリーディング側点火プラグの点火時期をリタードすることによって、ノッキングの回避が図られる。つまり、乱流生成部材により、混合気の燃焼速度が大幅に高まるため、リタード幅を大きくすることができ、リタードの効果（ノッキングの回避）を減損することなく、リタードによる混合気の燃焼遅れを抑制して排気損失の増加を抑制することが可能となる。 According to such a configuration, for example, even if the fuel is increased in a high load region, knocking can be avoided by retarding the ignition timing of the leading spark plug so that heat is generated after the compression top. In other words, the combustion speed of the air-fuel mixture is greatly increased by the turbulent flow generating member, so that the retard width can be increased, and the combustion delay of the air-fuel mixture due to the retard can be reduced without deteriorating the retard effect (avoidance of knocking). It is possible to suppress the increase in exhaust loss.

本発明によれば、燃料がガソリンのような液体燃料であるか水素のような気体燃料であるかに拘わらず、リーン化した混合気の燃焼遅れが抑制され、かつ、スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れが抑制されるので、冷却損失の低減と排気損失の増加の抑制とが両立し、ロータリーピストンエンジンの熱効率の改善が図られる。 According to the present invention, regardless of whether the fuel is a liquid fuel such as gasoline or a gaseous fuel such as hydrogen, the combustion delay of the lean air-fuel mixture is suppressed, and the tray caused by the squish flow is suppressed. Since the combustion delay of the ring-side air-fuel mixture is suppressed, the reduction in cooling loss and the suppression of the increase in exhaust loss are compatible, and the thermal efficiency of the rotary piston engine is improved.

本発明の実施形態に係るロータリーピストンエンジンの概要を示す斜視図である。It is a perspective view showing an outline of a rotary piston engine concerning an embodiment of the present invention. 前記ロータリーピストンエンジンのローターハウジング及びローターの正面図である。It is a front view of a rotor housing and a rotor of the rotary piston engine. 圧縮トップにあるローターの燃焼室に接する外周面の平面図である。It is a top view of the outer peripheral surface which contact | connects the combustion chamber of the rotor in a compression top. 図３のＩＶ−ＩＶ線による前記ローター及び前記ローターハウジングの部分断面図である。FIG. 4 is a partial cross-sectional view of the rotor and the rotor housing taken along line IV-IV in FIG. 3. 従来のロータリーピストンエンジンの燃焼プロセスを説明するための、（ａ）はエキセントリックシャフトの回転角と熱発生率との関係を示すグラフ、（ｂ）は（ａ）の熱発生が燃焼室内のどの範囲にある混合気の燃焼によるものであるかを示す対応図である。For explaining the combustion process of the conventional rotary piston engine, (a) is a graph showing the relationship between the rotational angle of the eccentric shaft and the heat generation rate, and (b) is a range in which the heat generation of (a) is in the combustion chamber. It is a corresponding | compatible figure which shows whether it is based on combustion of the air-fuel | gaseous mixture in a. ローターに乱流生成部材を設けた場合及び設けない場合の、エキセントリックシャフトの回転角と熱発生率との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the rotation angle of an eccentric shaft, and a heat release rate when not providing a turbulent flow production | generation member in a rotor. トレーリング側点火プラグ位置をトレーリング側へ偏倚した場合及び偏倚しない場合の、エキセントリックシャフトの回転角と熱発生率との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the rotation angle of an eccentric shaft, and the heat release rate when the trailing side spark plug position is biased toward the trailing side and when it is not biased. 燃料として水素を採用する水素ロータリーピストンエンジンにおいて、ローターに乱流生成部材を設けた場合及び設けない場合の、アイドル領域での、空気過剰率λと熱効率との関係を示すグラフである。5 is a graph showing a relationship between an excess air ratio λ and thermal efficiency in an idle region when a turbulent flow generation member is provided and not provided in a rotor in a hydrogen rotary piston engine employing hydrogen as a fuel. 燃料として水素を採用する水素ロータリーピストンエンジンにおいて、ローターに乱流生成部材を設けた場合及び設けない場合の、アイドル領域での、エキセントリックシャフトの回転角と熱発生率との関係を示すグラフである。FIG. 6 is a graph showing the relationship between the rotational angle of the eccentric shaft and the heat generation rate in an idle region when a turbulent flow generation member is provided in a rotor and when a turbulent flow generation member is not provided in a hydrogen rotary piston engine employing hydrogen as a fuel. . 燃料として水素を採用する水素ロータリーピストンエンジンにおいて、ローターに乱流生成部材を設けた場合及び設けない場合の、高速度中負荷領域での、空気過剰率λと熱効率との関係を示すグラフである。FIG. 5 is a graph showing the relationship between excess air ratio λ and thermal efficiency in a high-speed and medium-load region when a turbulent flow generating member is provided and not provided in a rotor in a hydrogen rotary piston engine that employs hydrogen as a fuel. . 燃料として水素を採用する水素ロータリーピストンエンジンにおいて、ローターに乱流生成部材を設けた場合及び設けない場合の、高速度中負荷領域での、エキセントリックシャフトの回転角と熱発生率との関係を示すグラフである。In a hydrogen rotary piston engine that uses hydrogen as a fuel, the relationship between the rotational angle of the eccentric shaft and the heat generation rate in a high-speed, medium-load region with and without a turbulent flow generation member provided in the rotor is shown. It is a graph. 燃料として水素を採用する水素ロータリーピストンエンジンにおいて、ローターに乱流生成部材を設けた場合及び設けない場合の、中速度中負荷領域での、エキセントリックシャフトの回転角と熱発生率との関係を示すグラフである。In a hydrogen rotary piston engine that uses hydrogen as a fuel, the relationship between the rotational angle of the eccentric shaft and the heat release rate in the medium speed / medium load region with and without a turbulent flow generation member in the rotor is shown. It is a graph. 図１１の圧力−体積曲線である。It is a pressure-volume curve of FIG. 燃料として水素を採用する水素ロータリーピストンエンジンにおいて、ローターに乱流生成部材を設けた場合及び設けない場合の、中速度高負荷領域での、リーディング側点火プラグの点火時期と熱効率との関係を示すグラフである。In a hydrogen rotary piston engine that uses hydrogen as a fuel, the relationship between the ignition timing of the leading spark plug and the thermal efficiency in the medium speed and high load region with and without a turbulent flow generation member in the rotor is shown. It is a graph.

以下、図面に基いて本発明の実施形態を説明する。なお、本実施形態は例示に過ぎず、本発明はこの実施形態に何等限定されるものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In addition, this embodiment is only an illustration and this invention is not limited to this embodiment at all.

本実施形態において、本発明は、図１及び図２に示すロータリーピストンエンジン１に適用されている。このエンジン１は、２つのローター２を備えた２ローター型エンジンであり、インターミディエイトハウジング４の両側に、フロント側（図１の右側）及びリヤ側（図１の左側）の２つのローターハウジング３及び２つのサイドハウジング５がこの順に積層され、一体化されることによって構成されている。 In the present embodiment, the present invention is applied to the rotary piston engine 1 shown in FIGS. 1 and 2. The engine 1 is a two-rotor type engine having two rotors 2. Two rotor housings 3 on the front side (right side in FIG. 1) and the rear side (left side in FIG. 1) are provided on both sides of the intermediate housing 4. The two side housings 5 are stacked in this order and integrated.

なお、図１では、フロント側のローターハウジング３及びサイドハウジング５は、内部を示すために一部が切り欠かれている。また、リヤ側のサイドハウジング５は、内部を示すためにローターハウジング３から分離されている。また、図中の符号Ｘは、出力軸としてのエキセントリックシャフト６（図２参照）の回転軸心を示す。 In FIG. 1, the rotor housing 3 and the side housing 5 on the front side are partially cut away to show the inside. The rear side housing 5 is separated from the rotor housing 3 to show the interior. Moreover, the code | symbol X in a figure shows the rotating shaft center of the eccentric shaft 6 (refer FIG. 2) as an output shaft.

前記ロータハウジング３の平行トロコイド曲線で描かれるトロコイド状内周面３ａと、前記サイドハウジング５の内側面５ａと、前記インターミディエイトハウジング４の側面４ａとによって、ローター収容室７が形成されている。ローター収容室７は、図２に示すように、回転軸心Ｘの方向から見て繭のような略楕円形状を呈している。なお、図中の符号Ｙは、トロコイド状内周面３ａのトロコイド曲線の長軸を示し、符号Ｚは、短軸を示す。 A rotor accommodating chamber 7 is formed by the trochoidal inner peripheral surface 3 a drawn by the parallel trochoidal curve of the rotor housing 3, the inner side surface 5 a of the side housing 5, and the side surface 4 a of the intermediate housing 4. As shown in FIG. 2, the rotor storage chamber 7 has a substantially elliptical shape like a bowl when viewed from the direction of the rotation axis X. In addition, the code | symbol Y in a figure shows the long axis of the trochoid curve of the trochoidal inner peripheral surface 3a, and the code | symbol Z shows a short axis.

前記ローター収容室７にローター２が回転自在に収容されている。ローター２は、回転軸心Ｘの方向から見て各辺の中央部が外側に膨出する略三角形状をしたブロック体からなる。図中の符号２ａは、後述する作動室８に接するローター２の外周面（フランク面）を示す。各フランク面２ａの長手方向の中央部分に、エンジン１の圧縮比を調整するための窪みであるリセス２ｂが形成されている。 The rotor 2 is rotatably accommodated in the rotor accommodating chamber 7. The rotor 2 is composed of a substantially triangular block body in which the central part of each side bulges outward as viewed from the direction of the rotation axis X. Reference numeral 2a in the drawing indicates an outer peripheral surface (flank surface) of the rotor 2 that is in contact with a working chamber 8 described later. A recess 2b, which is a recess for adjusting the compression ratio of the engine 1, is formed at the longitudinal center of each flank surface 2a.

ローター２の３つの頂点には、図示略のアペックスシールが備えられ、これらのアペックスシールがローターハウジング３のトロコイド状内周面３ａに当接することにより、前記ローターハウジング３のトロコイド状内周面３ａと、前記ローター２のフランク面２ａと、前記サイドハウジング５の内側面５ａと、前記インターミディエイトハウジング４の側面４ａとによって、ローター収容室７の内部に３つの作動室８が画成されている。 Apex seals (not shown) are provided at the three vertices of the rotor 2, and these apex seals abut against the trochoidal inner peripheral surface 3 a of the rotor housing 3, so that the trochoidal inner peripheral surface 3 a of the rotor housing 3. Three working chambers 8 are defined in the rotor accommodating chamber 7 by the flank surface 2a of the rotor 2, the inner side surface 5a of the side housing 5, and the side surface 4a of the intermediate housing 4. .

図示されていないが、ローター２は、ローター２の中央部に設けられた内歯車（ローターギア）とサイドハウジング５に設けられた外歯車（固定ギア）とが噛合しつつ、インターミディエイトハウジング４及びサイドハウジング５を貫通するエキセントリックシャフト６に対して遊星回転運動をするように支持されている。 Although not shown, the rotor 2 includes an intermediate housing 4 and an internal gear (rotor gear) provided in the center of the rotor 2 and an external gear (fixed gear) provided in the side housing 5 while meshing with each other. The eccentric shaft 6 penetrating the side housing 5 is supported so as to make a planetary rotational movement.

ローター２は、３つのアペックスシールがロータハウジング３のトロコイド状内周面３ａに摺接しつつ、エキセントリックシャフト６の偏心輪６ａの周りを自転し、かつ、回転軸心Ｘの周りを自転と同じ方向に公転する（単にローター２の回転というときは、この自転及び公転を含めたローター２の遊星回転を意味する）。このローター２の回転に伴い、３つの作動室８がトロコイド状内周面３ａに沿って周方向に移動し、各作動室８において、吸気、圧縮、燃焼及び排気の各行程が行われ、発生するトルクがローター２を介してエキセントリックシャフト６から出力される。 The rotor 2 rotates around the eccentric ring 6a of the eccentric shaft 6 while the three apex seals are in sliding contact with the trochoid inner peripheral surface 3a of the rotor housing 3, and the same direction as the rotation around the rotation axis X (When the rotation of the rotor 2 is simply referred to, it means the planetary rotation of the rotor 2 including this rotation and revolution). As the rotor 2 rotates, the three working chambers 8 move in the circumferential direction along the trochoidal inner peripheral surface 3a, and the intake, compression, combustion, and exhaust strokes are performed in the working chambers 8 and generated. Torque is output from the eccentric shaft 6 through the rotor 2.

図２において、ローター２は、矢印で示すように、時計回りに回転する。ローター収容室７は、長軸Ｙより左側（図２においていう。以下同様）の部分が概ね吸気行程と排気行程の領域となり、右側の部分が概ね圧縮行程と燃焼行程の領域となる。 In FIG. 2, the rotor 2 rotates clockwise as indicated by an arrow. In the rotor storage chamber 7, a portion on the left side of the long axis Y (referred to in FIG. 2, the same applies hereinafter) is a region for the intake stroke and the exhaust stroke, and a portion on the right side is a region for the compression stroke and the combustion stroke.

ローター収容室７の長軸Ｙより左側の部分で短軸Ｚより上側には、インターミディエイトハウジング４の側面４ａ及びサイドハウジング５の内側面５ａに吸気ポート１１，１２，１３が開口している。エンジン１の低回転領域では第１吸気ポート１１のみから吸気され、中回転領域では第２吸気ポート１２からも吸気され、高回転領域ではさらに第３吸気ポート１３からも吸気される。これにより、エンジン１の全運転領域に亘って効率よく吸気が行われる。 Air intake ports 11, 12, 13 are opened on the side surface 4 a of the intermediate housing 4 and the inner side surface 5 a of the side housing 5 on the left side of the long axis Y of the rotor housing chamber 7 and above the short axis Z. In the low rotation region of the engine 1, intake is performed only from the first intake port 11, intake is also performed from the second intake port 12 in the intermediate rotation region, and intake is also performed from the third intake port 13 in the high rotation region. Thus, intake is efficiently performed over the entire operation region of the engine 1.

ローター収容室７の長軸Ｙより左側の部分で短軸Ｚより下側には、インターミディエイトハウジング４の側面４ａ及びサイドハウジング５の内側面５ａに排気ポート１０…１０が開口している。このように、このエンジン１ではサイド排気方式が採用され、吸気ポート１１〜１３による吸気のオープンタイミングと、排気ポート１０…１０による排気のオープンタイミングとがオーバーラップしないように設定されている。これにより、吸気行程に持ち込まれる残留排ガスが低減され、混合気がリーンであっても燃焼安定性が向上する。 Exhaust ports 10... 10 are opened on the side surface 4 a of the intermediate housing 4 and the inner side surface 5 a of the side housing 5 on the left side of the long axis Y of the rotor housing chamber 7 and below the short axis Z. As described above, the engine 1 employs the side exhaust system, and is set so that the intake opening timing of the intake ports 11 to 13 and the exhaust opening timing of the exhaust ports 10... 10 do not overlap. Thereby, residual exhaust gas brought into the intake stroke is reduced, and combustion stability is improved even when the air-fuel mixture is lean.

ロータハウジング３の上部には、作動室８に燃料を直接噴射するインジェクタ１５が備えられている。また、ロータハウジング３の長軸Ｙより右側の部分には、短軸Ｚを挟んでローター２の回転方向のリーディング側及びトレーリング側にリーディング側点火プラグ２１及びトレーリング側点火プラグ２２が配置されている。これらの点火プラグ２１，２２は、ローター２が圧縮トップ（ＴＤＣ）の近傍にあるときに、リーディング側点火プラグ２１、トレーリング側点火プラグ２２の順に点火される。 An injector 15 that directly injects fuel into the working chamber 8 is provided on the upper portion of the rotor housing 3. Further, a leading side ignition plug 21 and a trailing side ignition plug 22 are arranged on the leading side and the trailing side in the rotational direction of the rotor 2 with the short axis Z interposed between the portion on the right side of the long axis Y of the rotor housing 3. ing. These spark plugs 21 and 22 are ignited in the order of the leading side spark plug 21 and the trailing side spark plug 22 when the rotor 2 is in the vicinity of the compression top (TDC).

図２において、左上の作動室８は吸気行程にある。吸気工程では、吸気ポート１１〜１３から吸気された空気と、インジェクタ１５から噴射された燃料とが混合されて混合気が形成される。次いで、ローター２の回転に伴い圧縮行程に移行すると、作動室８の容積が小さくなり混合気が圧縮される。次いで、右側の作動室８（燃焼室）のように、ローター２が圧縮トップ近傍にあるときに点火プラグ２１，２２が点火されると、混合気が燃焼して燃焼行程に移行する。次いで、ローター２の回転に伴い排気行程に移行すると、左下の作動室８のように、排ガスが排気ポート１０…１０から排出される。 In FIG. 2, the upper left working chamber 8 is in the intake stroke. In the intake process, the air sucked from the intake ports 11 to 13 and the fuel injected from the injector 15 are mixed to form an air-fuel mixture. Next, when the compressor 2 shifts to the compression stroke as the rotor 2 rotates, the volume of the working chamber 8 is reduced and the air-fuel mixture is compressed. Next, when the ignition plugs 21 and 22 are ignited when the rotor 2 is in the vicinity of the compression top as in the right working chamber 8 (combustion chamber), the air-fuel mixture burns and shifts to the combustion stroke. Next, when the exhaust stroke is started as the rotor 2 rotates, exhaust gas is discharged from the exhaust ports 10... 10 as in the lower left working chamber 8.

以上のような構成を基本として、本実施形態に係るエンジン１は、次のような特徴を有している。 Based on the above configuration, the engine 1 according to the present embodiment has the following characteristics.

燃焼行程では理論空燃比よりもリーンな混合気が燃焼される。つまり、混合気の空気過剰率λは１を超えて大きい（λ＞１）。混合気に含まれる燃料は水素である。つまり、インジェクタ１５は図外の高圧水素タンクにつながっており、気体燃料である水素を吸気行程にある作動室８に噴射する。水素を燃料として含む混合気の空気過剰率λは２．２以上である（λ≧２．２）。好ましくは、２．４以上である（λ≧２．４）。また、好ましくは、２．６以下である（λ≦２．６）。なお、過給機等を用いた場合、水素を燃料として含む混合気の空気過剰率λを３程度まで大きくすることができる。 In the combustion stroke, the air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio is burned. That is, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture is larger than 1 (λ> 1). The fuel contained in the mixture is hydrogen. That is, the injector 15 is connected to a high-pressure hydrogen tank (not shown), and injects hydrogen as gaseous fuel into the working chamber 8 in the intake stroke. The excess air ratio λ of the air-fuel mixture containing hydrogen as a fuel is 2.2 or more (λ ≧ 2.2). Preferably, it is 2.4 or more (λ ≧ 2.4). Moreover, it is preferably 2.6 or less (λ ≦ 2.6). When a supercharger or the like is used, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture containing hydrogen as a fuel can be increased to about 3.

図３に示すように、ローター２のフランク面２ａに形成されたリセス２ｂ内に乱流生成部材５１が設けられている。本実施形態では、リセス２ｂの輪郭は矩形状であり、乱流生成部材５１は、ローター２の幅方向に延びる壁状の突起である。乱流生成部材５１は、矩形状のリセス２ｂの長手方向の中央部分に配置されている。乱流生成部材５１は、リセス２ｂの底面から立設されており、その高さは乱流生成部材５１がリセス２ｂからフランク面２ａに突出しないようにリセス２ｂの深さよりも低く、その長さは乱流生成部材５１の両端とリセス２ｂの側壁との間に間隙が残るようにリセス２ｂの最大幅よりも短い。燃焼室内をトレーリング側からリーディング側へ流れるスキッシュ流Ｗは層流であるが、乱流生成部材５１に衝突することにより流れが乱されて、少なくとも一部が乱流に変換される。これにより、混合気のミキシングが促進され、火炎伝播が促進されて、混合気の燃焼速度が大幅に高められる。 As shown in FIG. 3, a turbulent flow generation member 51 is provided in a recess 2 b formed on the flank surface 2 a of the rotor 2. In the present embodiment, the contour of the recess 2 b is rectangular, and the turbulent flow generation member 51 is a wall-like protrusion that extends in the width direction of the rotor 2. The turbulent flow generation member 51 is disposed in the central portion in the longitudinal direction of the rectangular recess 2b. The turbulent flow generating member 51 is erected from the bottom surface of the recess 2b, and its height is lower than the depth of the recess 2b so that the turbulent flow generating member 51 does not protrude from the recess 2b to the flank surface 2a. Is shorter than the maximum width of the recess 2b so that a gap remains between both ends of the turbulent flow generation member 51 and the side wall of the recess 2b. The squish flow W flowing from the trailing side to the leading side in the combustion chamber is a laminar flow, but the flow is disturbed by colliding with the turbulent flow generation member 51, and at least a part thereof is converted into turbulent flow. As a result, mixing of the air-fuel mixture is promoted, flame propagation is promoted, and the combustion speed of the air-fuel mixture is greatly increased.

なお、リーディング側点火プラグ２１及びトレーリング側点火プラグ２２は、ローター２の幅方向の中心線Ｃ上に配置されている。また、乱流生成部材５１はローター２と一体に形成してもよく、別体に形成したのち接合等してもよい。 The leading spark plug 21 and the trailing spark plug 22 are arranged on the center line C in the width direction of the rotor 2. Moreover, the turbulent flow generation member 51 may be formed integrally with the rotor 2 or may be joined after being formed separately.

図４に示すように、トレーリング側点火プラグ２２は、短軸Ｚから、圧縮トップのときのローター２のトレーリング側頂点までのトレーリング側燃焼室の長さをＬとしたときに、短軸Ｚから（Ｌ／２）以上離れた位置に配置されている。つまり、トレーリング側点火プラグ２２は、圧縮トップのときのトレーリング側燃焼室の中心よりもトレーリング側に位置している（トレーリング側に偏倚している）。 As shown in FIG. 4, the trailing-side spark plug 22 is short when the length of the trailing-side combustion chamber from the short axis Z to the trailing-side apex of the rotor 2 at the compression top is L. It is arranged at a position away from the axis Z by (L / 2) or more. In other words, the trailing-side ignition plug 22 is located on the trailing side with respect to the center of the trailing-side combustion chamber at the compression top (biased toward the trailing side).

図４において、符号Ｐ１は、圧縮トップのときのローター２のトレーリング側頂点を通る短軸Ｚと平行な線を示し、符号Ｐ２は、圧縮トップのときのローター２のリーディング側頂点を通る短軸Ｚと平行な線を示し、符号Ｐ３は、トレーリング側点火プラグ２２の軸心を示し、符号Ｐ４は、リーディング側点火プラグ２１の軸心を示し、符号Ｌ１は、短軸Ｚとリーディング側点火プラグ２１との間の長さを示し、符号Ｌ２は、短軸Ｚとトレーリング側点火プラグ２２との間の長さを示し、符号Ｌ３は、ローター２の隣接する頂点間の長さを示す。本実施形態では、トレーリング側点火プラグ２２はトレーリング側に偏倚しているから、Ｌ２≧（Ｌ／２）となる。なお、圧縮トップのとき、短軸Ｚからローター２のトレーリング側頂点までの長さとリーディング側頂点までの長さとは同じ（Ｌ）である。 In FIG. 4, the symbol P1 indicates a line parallel to the short axis Z passing through the trailing apex of the rotor 2 at the compression top, and the symbol P2 is a short passing through the leading apex of the rotor 2 at the compression top. A line parallel to the axis Z is shown. Reference numeral P3 denotes an axis of the trailing side spark plug 22. Reference numeral P4 denotes an axis of the leading side spark plug 21. Reference numeral L1 denotes a short axis Z to the leading side. The length between the spark plug 21 and the symbol L2 indicates the length between the short axis Z and the trailing-side spark plug 22, and the symbol L3 indicates the length between adjacent vertices of the rotor 2. Show. In the present embodiment, since the trailing side spark plug 22 is biased toward the trailing side, L2 ≧ (L / 2). When the compression top is used, the length from the minor axis Z to the trailing apex of the rotor 2 is the same as the length from the leading apex (L).

仕様の具体的一例として、Ｌは８５ｍｍ、Ｌ１は２０ｍｍ、Ｌ２は５０ｍｍ、Ｌ３は１７０ｍｍ等とすることができる。なお、前記長さＬ、Ｌ１、Ｌ２、Ｌ３は、軸Ｚ、線Ｐ１、線Ｐ２、軸心Ｐ３、軸心Ｐ４に垂直な最短長さで表したが、例えば、弧状のフランク面２ａに沿った長さで表してもよい。その場合の仕様の具体的一例として、Ｌ３に相当する、フランク面２ａの弧の長さは１８０ｍｍ等とすることができる。 As a specific example of the specification, L may be 85 mm, L1 may be 20 mm, L2 may be 50 mm, L3 may be 170 mm, and the like. The lengths L, L1, L2, and L3 are represented by the shortest length perpendicular to the axis Z, the line P1, the line P2, the axis P3, and the axis P4. For example, the lengths L, L1, L2, and L3 are along the arcuate flank 2a. It may be expressed in length. As a specific example of the specification in that case, the arc length of the flank surface 2a corresponding to L3 can be set to 180 mm or the like.

以上のように、本実施形態に係るエンジン１は、（１）リーン燃焼、（２）乱流生成部材５１、（３）トレーリング側点火プラグ２２位置のトレーリング側への偏倚、を特徴としている。このような構成を採用した理由はおよそ次のようである。 As described above, the engine 1 according to this embodiment is characterized by (1) lean combustion, (2) turbulent flow generation member 51, and (3) deviation of the trailing side spark plug 22 position toward the trailing side. Yes. The reason for adopting such a configuration is as follows.

（１）水素エンジン１は排気がクリーンという利点があって注目されているが、水素の燃焼はガソリンよりも速いため、ガソリンエンジンよりも冷却損失が大きいという不利益がある。そこで、エンジン１の冷却損失を低減するためにリーン燃焼を行っている。 (1) The hydrogen engine 1 is attracting attention because it has an advantage of clean exhaust, but since hydrogen combustion is faster than gasoline, there is a disadvantage that the cooling loss is larger than that of a gasoline engine. Therefore, lean combustion is performed to reduce the cooling loss of the engine 1.

（２）リーン燃焼を行うと、燃焼遅れが生じ、排気損失が増加するという不利益がある。そこで、リーン燃焼を行っても燃焼遅れを抑制するために乱流生成部材５１をローター２に設けている。 (2) When lean combustion is performed, there is a disadvantage that combustion delay occurs and exhaust loss increases. Therefore, the turbulent flow generation member 51 is provided in the rotor 2 in order to suppress combustion delay even when lean combustion is performed.

（３）ロータリーピストンエンジン１は、燃焼室内をトレーリング側からリーディング側へ流れるスキッシュ流Ｗが存在するため、トレーリング側点火プラグ２２の点火時にトレーリング側点火プラグ２２よりもトレーリング側に存在する混合気は、ローター２の回転に伴ってトレーリング側点火プラグ２２よりもリーディング側に移動するまで燃焼が開始せず、これによって燃焼遅れが生じ、排気損失が増加するという不利益がある。そこで、スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れを抑制するためにトレーリング側点火プラグ２２の位置をトレーリング側へ偏倚している。 (3) Since the squish flow W that flows from the trailing side to the leading side in the combustion chamber exists in the rotary piston engine 1, the rotary piston engine 1 exists on the trailing side rather than the trailing side ignition plug 22 when the trailing side ignition plug 22 is ignited. Combustion of the air-fuel mixture does not start until it moves to the leading side with respect to the trailing-side spark plug 22 as the rotor 2 rotates, thereby causing a disadvantage that combustion delay occurs and exhaust loss increases. Therefore, the position of the trailing-side spark plug 22 is biased toward the trailing side in order to suppress the combustion delay of the trailing-side mixture due to the squish flow.

図５（ａ）に示すように、一般に、ロータリーピストンエンジンの燃焼プロセスは、主燃焼（ｉ）、スキッシュ燃焼（ｉｉ）、後燃え（ｉｉｉ）の順に起こる。図５（ａ）の燃焼プロセスは、燃料として水素を用い、混合気の空気過剰率λを２．２〜２．３とし、図４で例示した前記仕様においてＬ２を３０ｍｍとし、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をＢＴＤＣ（圧縮トップ前）１０°とし、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期をＢＴＤＣ５°とした場合のものである（乱流生成部材５１は設けていない）。 As shown in FIG. 5A, generally, the combustion process of a rotary piston engine occurs in the order of main combustion (i), squish combustion (ii), and afterburning (iii). The combustion process in FIG. 5A uses hydrogen as the fuel, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture is set to 2.2 to 2.3, L2 is set to 30 mm in the specification illustrated in FIG. The ignition timing of 21 is BTDC (before compression top) 10 °, and the ignition timing of the trailing side spark plug 22 is BTDC 5 ° (the turbulent flow generation member 51 is not provided).

図５（ｂ）に示すように、主燃焼（ｉ）は、燃焼室内においてトレーリング側点火プラグ２２の近傍からリーディング側点火プラグ２１を超えて燃焼室のリーディング側最端部を少量残す位置までの範囲にある混合気の燃焼により起こる。スキッシュ燃焼（ｉｉ）は、燃焼室内においてトレーリング側点火プラグ２２よりもトレーリング側にある混合気の燃焼により起こる。後燃え（ｉｉｉ）は、燃焼室内においてリーディング側最端部にある混合気の燃焼により起こる。 As shown in FIG. 5 (b), the main combustion (i) is performed from the vicinity of the trailing ignition plug 22 to the position where the leading end of the combustion chamber remains in a small amount beyond the leading ignition plug 21 in the combustion chamber. Caused by combustion of the air-fuel mixture in the range of. The squish combustion (ii) is caused by the combustion of the air-fuel mixture located on the trailing side of the trailing side spark plug 22 in the combustion chamber. Afterburning (iii) is caused by the combustion of the air-fuel mixture at the leading end at the leading end in the combustion chamber.

このように、スキッシュ燃焼（ｉｉ）が主燃焼（ｉ）よりも遅れて起こっていることにより、ロータリーピストンエンジンではスキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れが生じていることを示している。 Thus, it is shown that the squish combustion (ii) occurs later than the main combustion (i), thereby causing a combustion delay of the trailing side air-fuel mixture due to the squish flow in the rotary piston engine. Yes.

図６は、ローター２に乱流生成部材５１を設けた場合と設けない場合とで、燃焼プロセスがどのように変わるかを示すものである。図６の燃焼プロセスは、燃料として水素を用い、回転数をアイドル回転数（１０００ｒｐｍ）とし、図４で例示した前記仕様においてＬ２を３０ｍｍとした上で、図３で例示した乱流生成部材５１を設けた場合は、混合気の空気過剰率λを２．４５とし、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をＢＴＤＣ０°とし、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期をＡＴＤＣ（圧縮トップ後）５°とし、Ｐｉ（図示平均有効圧）を５１ｋＰａとした場合のものである。また、図３で例示した乱流生成部材５１を設けない場合は、混合気の空気過剰率λを２．２とし、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をＢＴＤＣ１０°とし、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期をＢＴＤＣ５°とし、Ｐｉを４８ｋＰａとした場合のものである。 FIG. 6 shows how the combustion process changes depending on whether or not the turbulent flow generating member 51 is provided in the rotor 2. In the combustion process of FIG. 6, hydrogen is used as the fuel, the rotational speed is set to the idle rotational speed (1000 rpm), L2 is set to 30 mm in the specification illustrated in FIG. 4, and the turbulent flow generation member 51 illustrated in FIG. , The excess air ratio λ of the mixture is 2.45, the ignition timing of the leading spark plug 21 is BTDC 0 °, and the ignition timing of the trailing spark plug 22 is ATDC (after compression top) 5 ° And Pi (the illustrated mean effective pressure) is 51 kPa. When the turbulent flow generation member 51 illustrated in FIG. 3 is not provided, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture is 2.2, the ignition timing of the leading spark plug 21 is BTDC 10 °, and the trailing spark plug 22 The ignition timing is BTDC 5 ° and Pi is 48 kPa.

乱流生成部材５１を設けた場合は、設けない場合に比べて、リーディング側点火プラグ２１の点火時期を１０°リタードしているにも拘らず、主燃焼が早いタイミングで起こっている。これは、乱流生成部材５１により、混合気の燃焼速度が大幅に高められていることを示している。よって、本実施形態では、前記理由（２）で述べたように、リーン燃焼に起因する燃焼遅れを抑制するために乱流生成部材５１を採用している。 When the turbulent flow generation member 51 is provided, the main combustion occurs at an earlier timing, although the ignition timing of the leading spark plug 21 is retarded by 10 °, compared to the case where the turbulent flow generation member 51 is not provided. This indicates that the turbulent flow generation member 51 significantly increases the combustion speed of the air-fuel mixture. Therefore, in this embodiment, as described in the reason (2), the turbulent flow generation member 51 is employed to suppress the combustion delay caused by the lean combustion.

図７は、トレーリング側点火プラグ２２位置をトレーリング側へ偏倚した場合と偏倚しない場合とで、燃焼プロセスがどのように変わるかを示すものである。図７の燃焼プロセスは、乱流生成部材を設けず、燃料として水素を用い、回転数をアイドル回転数（１０００ｒｐｍ）とし、混合気の空気過剰率λを２．４５とし、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をＢＴＤＣ１０°とし、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期をＢＴＤＣ５°とした上で、トレーリング側点火プラグ２２位置をトレーリング側へ偏倚した場合は、図４で例示した前記仕様においてＬ２を５０ｍｍとした場合のものである。また、トレーリング側点火プラグ２２位置をトレーリング側へ偏倚しない場合は、図４で例示した前記仕様においてＬ２を３０ｍｍとした場合のものである。 FIG. 7 shows how the combustion process changes depending on whether the trailing ignition plug 22 position is biased toward the trailing side or not. The combustion process of FIG. 7 does not include a turbulent flow generation member, uses hydrogen as a fuel, sets the rotation speed to an idle rotation speed (1000 rpm), sets the excess air ratio λ of the mixture to 2.45, and sets the leading side spark plug 21. 4 is BTDC 10 °, the ignition timing of the trailing spark plug 22 is BTDC 5 °, and the position of the trailing spark plug 22 is biased toward the trailing side, the above specification illustrated in FIG. This is the case where L2 is 50 mm. Moreover, when the position of the trailing-side ignition plug 22 is not biased toward the trailing side, L2 is set to 30 mm in the specification illustrated in FIG.

トレーリング側点火プラグ２２位置をトレーリング側へ偏倚した場合は、スキッシュ燃焼がはっきりとは確認されず、スキッシュ燃焼は主燃焼に取り込まれているように見える。これは、トレーリング側点火プラグ２２位置のトレーリング側への偏倚により、スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れが抑制されていることを示している。よって、本実施形態では、前記理由（３）で述べたように、スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れを抑制するためにトレーリング側点火プラグ２２の位置をトレーリング側へ偏倚している。 When the position of the trailing-side ignition plug 22 is biased toward the trailing side, the squish combustion is not clearly confirmed, and the squish combustion appears to be taken into the main combustion. This indicates that the combustion delay of the trailing side air-fuel mixture caused by the squish flow is suppressed by the deviation of the trailing side spark plug 22 position toward the trailing side. Therefore, in this embodiment, as described in the reason (3), the position of the trailing-side spark plug 22 is biased toward the trailing side in order to suppress the combustion delay of the trailing-side air-fuel mixture caused by the squish flow. doing.

図８は、ローター２に乱流生成部材５１を設けた場合と設けない場合とで、熱効率が空気過剰率λに応じてどのように変わるかを示すものである。図８は、燃料として水素を用い、回転数をアイドル回転数（１０００ｒｐｍ）とし、図４で例示した前記仕様においてＬ２を３０ｍｍとし、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をＢＴＤＣ０°とし、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期をＡＴＤＣ５°とし、Ｐｅ（正味平均有効圧）を低負荷（０ｋＰａ）として、ロータリーピストンエンジン１を運転した場合のものである。 FIG. 8 shows how the thermal efficiency changes depending on the excess air ratio λ depending on whether or not the turbulent flow generating member 51 is provided in the rotor 2. 8 shows that hydrogen is used as the fuel, the rotational speed is idle speed (1000 rpm), L2 is 30 mm in the above-mentioned specification illustrated in FIG. 4, the ignition timing of the leading spark plug 21 is BTDC 0 °, and the trailing side This is a case where the rotary piston engine 1 is operated with the ignition timing of the spark plug 22 set to ATDC 5 ° and Pe (net average effective pressure) set to a low load (0 kPa).

図３で例示した乱流生成部材５１を設けた場合は、設けない場合に比べて、空気過剰率λが２．２近辺から２．６近辺の範囲で熱効率が向上している。特に、空気過剰率λが２．４近辺から２．５近辺の範囲で熱効率が最も向上している。これは、アイドル領域において、乱流生成部材５１により、空気過剰率λが２．２以上にリーン化した混合気の燃焼速度が大幅に高められ、その結果、リーン化した混合気の燃焼遅れが抑制されて排気損失の増加が抑制されていることを示している。よって、本実施形態では、前述したように、水素を燃料として含む混合気の空気過剰率λを２．２以上、好ましくは、２．４以上、また、好ましくは、２．６以下としている。 In the case where the turbulent flow generation member 51 illustrated in FIG. 3 is provided, the thermal efficiency is improved in the range where the excess air ratio λ is around 2.2 to around 2.6 as compared with the case where it is not provided. In particular, the thermal efficiency is most improved when the excess air ratio λ is in the range from about 2.4 to about 2.5. This is because, in the idle region, the turbulent flow generating member 51 greatly increases the combustion speed of the air-fuel mixture leaned to an excess air ratio λ of 2.2 or more, and as a result, the combustion delay of the lean air-fuel mixture is reduced. This indicates that an increase in exhaust loss is suppressed. Therefore, in this embodiment, as described above, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture containing hydrogen as a fuel is set to 2.2 or more, preferably 2.4 or more, and preferably 2.6 or less.

図９は、ローター２に乱流生成部材５１を設けた場合と設けない場合とで、燃焼プロセスがどのように変わるかを示すものである。図９の燃焼プロセスは、燃料として水素を用い、混合気の空気過剰率λを２．４とし、回転数をアイドル回転数（１０００ｒｐｍ）とし、図４で例示した前記仕様においてＬ２を３０ｍｍとし、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をＢＴＤＣ０°とし、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期をＡＴＤＣ５°とし、Ｐｅを低負荷（０ｋＰａ）とした場合のものである。 FIG. 9 shows how the combustion process changes depending on whether or not the turbulent flow generating member 51 is provided in the rotor 2. The combustion process of FIG. 9 uses hydrogen as the fuel, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture is set to 2.4, the rotation speed is set to the idle rotation speed (1000 rpm), L2 is set to 30 mm in the above-described specification illustrated in FIG. This is a case where the ignition timing of the leading spark plug 21 is BTDC 0 °, the ignition timing of the trailing spark plug 22 is ATDC 5 °, and Pe is a low load (0 kPa).

図３で例示した乱流生成部材５１を設けた場合は、設けない場合に比べて、主燃焼が早いタイミングで起こっている。これは、空気過剰率λが２．４で、アイドル領域において、乱流生成部材５１により、リーン化した混合気の燃焼速度が大幅に高められていることを示している。これによっても、本実施形態では、前記理由（２）で述べたように、リーン燃焼に起因する燃焼遅れを抑制するために乱流生成部材５１を採用している。 When the turbulent flow generating member 51 illustrated in FIG. 3 is provided, the main combustion occurs at an earlier timing than when the turbulent flow generating member 51 is not provided. This indicates that the excess air ratio λ is 2.4 and the combustion speed of the lean air-fuel mixture is greatly increased by the turbulent flow generation member 51 in the idle region. Also in this embodiment, as described in the above reason (2), the turbulent flow generation member 51 is employed to suppress the combustion delay due to lean combustion.

図１０は、図８と同様、ローター２に乱流生成部材５１を設けた場合と設けない場合とで、熱効率が空気過剰率λに応じてどのように変わるかを示すものである。ただし、図１０は、図８と比較すると、回転数を高回転数（３０００ｒｐｍ）とし、Ｐｅを中負荷（１００ｋＰａ）とし、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をＢＴＤＣ５°とし、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期をＢＴＤＣ０°とした点が異なっている。 FIG. 10 shows how the thermal efficiency changes depending on the excess air ratio λ when the turbulent flow generation member 51 is provided in the rotor 2 and when it is not provided as in FIG. 8. However, in comparison with FIG. 8, FIG. 10 has a high rotational speed (3000 rpm), Pe is a medium load (100 kPa), the ignition timing of the leading spark plug 21 is BTDC 5 °, and the trailing spark plug 22 is different in that the ignition timing of BTDC is 0 °.

図３で例示した乱流生成部材５１を設けた場合は、設けない場合に比べて、空気過剰率λが２．２近辺から２．４近辺の範囲で熱効率が向上している。これは、高速度中負荷領域において、乱流生成部材５１により、空気過剰率λが２．２以上にリーン化した混合気の燃焼速度が大幅に高められ、その結果、リーン化した混合気の燃焼遅れが抑制されて排気損失の増加が抑制されていることを示している。これによっても、本実施形態では、前述したように、水素を燃料として含む混合気の空気過剰率λを２．２以上としている。 In the case where the turbulent flow generation member 51 illustrated in FIG. 3 is provided, the thermal efficiency is improved in the range where the excess air ratio λ is around 2.2 to around 2.4 as compared with the case where it is not provided. This is because, in the high-speed medium load region, the turbulent flow generating member 51 significantly increases the combustion speed of the air-fuel mixture leaned to an excess air ratio λ of 2.2 or more. As a result, the lean air-fuel mixture It shows that the combustion delay is suppressed and the increase in exhaust loss is suppressed. Accordingly, in the present embodiment, as described above, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture containing hydrogen as a fuel is set to 2.2 or more.

図１１は、図９と同様、ローター２に乱流生成部材５１を設けた場合と設けない場合とで、燃焼プロセスがどのように変わるかを示すものである。ただし、図１１は、図９と比較すると、回転数を高回転数（３０００ｒｐｍ）とし、Ｐｅを中負荷（１００ｋＰａ）とし、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をＢＴＤＣ５°とし、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期をＢＴＤＣ０°とした点が異なっている。 FIG. 11 shows how the combustion process changes depending on whether or not the turbulent flow generation member 51 is provided in the rotor 2, as in FIG. 9. However, as compared with FIG. 9, FIG. 11 has a high rotation speed (3000 rpm), Pe is a medium load (100 kPa), the ignition timing of the leading spark plug 21 is BTDC 5 °, and the trailing spark plug 22 is different in that the ignition timing of BTDC is 0 °.

図３で例示した乱流生成部材５１を設けた場合は、設けない場合に比べて、主燃焼が早いタイミングで起こっている。これは、空気過剰率λが２．４で、高速度中負荷領域において、乱流生成部材５１により、リーン化した混合気の燃焼速度が大幅に高められていることを示している。これによっても、本実施形態では、前記理由（２）で述べたように、リーン燃焼に起因する燃焼遅れを抑制するために乱流生成部材５１を採用している。 When the turbulent flow generating member 51 illustrated in FIG. 3 is provided, the main combustion occurs at an earlier timing than when the turbulent flow generating member 51 is not provided. This shows that the excess air ratio λ is 2.4 and the combustion speed of the lean air-fuel mixture is greatly increased by the turbulent flow generation member 51 in the high-speed medium load region. Also in this embodiment, as described in the above reason (2), the turbulent flow generation member 51 is employed to suppress the combustion delay due to lean combustion.

図１２は、図９と同様、ローター２に乱流生成部材５１を設けた場合と設けない場合とで、燃焼プロセスがどのように変わるかを示すものである。ただし、図１２は、図９と比較すると、混合気の空気過剰率λを２．１とし、回転数を中回転数（１５００ｒｐｍ）とし、Ｐｅを中負荷（１００ｋＰａ）とした点が異なっている。 FIG. 12 shows how the combustion process changes depending on whether or not the turbulent flow generation member 51 is provided in the rotor 2, as in FIG. 9. However, FIG. 12 differs from FIG. 9 in that the excess air ratio λ of the air-fuel mixture is 2.1, the rotation speed is medium rotation speed (1500 rpm), and Pe is medium load (100 kPa). .

図３で例示した乱流生成部材５１を設けた場合は、設けない場合に比べて、主燃焼が早いタイミングで起こっている。これは、空気過剰率λが２．１で、中速度中負荷領域において、乱流生成部材５１により、リーン化した混合気の燃焼速度が大幅に高められていることを示している。これによっても、本実施形態では、前記理由（２）で述べたように、リーン燃焼に起因する燃焼遅れを抑制するために乱流生成部材５１を採用している。 When the turbulent flow generating member 51 illustrated in FIG. 3 is provided, the main combustion occurs at an earlier timing than when the turbulent flow generating member 51 is not provided. This indicates that the combustion rate of the lean air-fuel mixture is greatly increased by the turbulent flow generation member 51 in the medium speed / medium load region where the excess air ratio λ is 2.1. Also in this embodiment, as described in the above reason (2), the turbulent flow generation member 51 is employed to suppress the combustion delay due to lean combustion.

図１３は、ローター２に乱流生成部材５１を設けた場合と設けない場合とで、圧力−体積曲線がどのように変わるかを示すものである。図１３の圧力−体積曲線は、図１１と同様、燃料として水素を用い、混合気の空気過剰率λを２．４とし、回転数を高回転数（３０００ｒｐｍ）とし、図４で例示した前記仕様においてＬ２を３０ｍｍとし、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をＢＴＤＣ５°とし、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期をＢＴＤＣ０°とし、Ｐｅを中負荷（１００ｋＰａ）とした場合のものである。 FIG. 13 shows how the pressure-volume curve changes depending on whether or not the turbulent flow generation member 51 is provided in the rotor 2. The pressure-volume curve of FIG. 13 uses hydrogen as the fuel, the air excess ratio λ of the air-fuel mixture is 2.4, the rotational speed is high (3000 rpm), and the pressure illustrated in FIG. In the specification, L2 is 30 mm, the ignition timing of the leading spark plug 21 is BTDC 5 °, the ignition timing of the trailing spark plug 22 is BTDC 0 °, and Pe is a medium load (100 kPa).

図３で例示した乱流生成部材５１を設けた場合は、設けない場合に比べて、仕事量が増大している。これは、空気過剰率λが２．４で、高速度中負荷領域において、乱流生成部材５１により、リーン化した混合気の燃焼速度が大幅に高められ、その結果、リーン化した混合気の燃焼遅れが抑制されて排気損失の増加が抑制され、熱効率が向上（ひいては燃費も向上）していることを示している。これによっても、本実施形態では、前記理由（２）で述べたように、リーン燃焼に起因する燃焼遅れを抑制するために乱流生成部材５１を採用している。 In the case where the turbulent flow generation member 51 illustrated in FIG. This is because the excess air ratio λ is 2.4 and the combustion speed of the lean air-fuel mixture is greatly increased by the turbulent flow generation member 51 in the high-speed medium load region. As a result, the lean air-fuel mixture This shows that the combustion delay is suppressed, the increase in exhaust loss is suppressed, and the thermal efficiency is improved (and the fuel efficiency is improved). Also in this embodiment, as described in the above reason (2), the turbulent flow generation member 51 is employed to suppress the combustion delay due to lean combustion.

図１４は、ローター２に乱流生成部材５１を設けた場合と設けない場合とで、熱効率がリーディング側点火プラグ２１の点火時期に応じてどのように変わるかを示すものである。図１４は、燃料として水素を用い、回転数を中回転数（１５００ｒｐｍ）とし、図４で例示した前記仕様においてＬ２を３０ｍｍとし、Ｐｅを高負荷（３００ｋＰａ）として、ロータリーピストンエンジン１を運転した場合のものである。なお、混合気の空気過剰率λ及びリーディング側点火プラグ２１の点火時期は、図示の通りであり、トレーリング側点火プラグ２２の点火時期は、リーディング側点火プラグ２１の点火時期より５°遅くしている。 FIG. 14 shows how the thermal efficiency changes depending on the ignition timing of the leading spark plug 21 depending on whether or not the turbulent flow generating member 51 is provided in the rotor 2. 14, the rotary piston engine 1 was operated using hydrogen as the fuel, the rotation speed being a medium rotation speed (1500 rpm), L2 being 30 mm in the specification illustrated in FIG. 4, and Pe being a high load (300 kPa). Is the case. The excess air ratio λ of the air-fuel mixture and the ignition timing of the leading spark plug 21 are as shown in the figure, and the ignition timing of the trailing spark plug 22 is 5 ° later than the ignition timing of the leading spark plug 21. ing.

図３で例示した乱流生成部材５１を設けた場合（実線）は、設けない場合（破線）に比べて、空気過剰率λが２のときは、リーディング側点火プラグ２１の点火時期がＢＴＤＣ１〜２°近辺よりも遅いときに熱効率が向上し、空気過剰率λが１．６〜１．７のときは、リーディング側点火プラグ２１の点火時期がＢＴＤＣ−４〜−５°近辺よりも遅いときに熱効率が向上している。これは、乱流生成部材５１により、混合気の燃焼速度が大幅に高められ、その結果、リーディング側点火プラグ２１の点火時期をリタードしても、そのリタードによる混合気の燃焼遅れが抑制されて排気損失の増加が抑制されていることを示している。 When the turbulent flow generation member 51 illustrated in FIG. 3 is provided (solid line), the ignition timing of the leading spark plug 21 is BTDC1 when the excess air ratio λ is 2 as compared with the case where it is not provided (broken line). Thermal efficiency is improved when it is slower than around 2 °, and when the excess air ratio λ is 1.6 to 1.7, when the ignition timing of the leading side spark plug 21 is later than around BTDC-4 to −5 ° The thermal efficiency is improved. This is because the combustion speed of the air-fuel mixture is significantly increased by the turbulent flow generation member 51. As a result, even if the ignition timing of the leading ignition plug 21 is retarded, the combustion delay of the air-fuel mixture due to the retard is suppressed. This shows that the increase in exhaust loss is suppressed.

本実施形態の特徴を以下にまとめる。 The features of this embodiment are summarized below.

本実施形態では、前記構成（１）のように、燃焼行程で理論空燃比よりもリーンな混合気が燃焼される。リーンな混合気は燃料に対する空気の量が相対的に多いから、燃焼温度の上昇が抑制され、冷却損失の低減が図られる。また、燃焼温度の上昇が抑制されることにより、ＮＯｘの低減も図られる。 In the present embodiment, as in the configuration (1), the air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio is combusted in the combustion stroke. Since the lean air-fuel mixture has a relatively large amount of air with respect to the fuel, an increase in the combustion temperature is suppressed and a cooling loss is reduced. In addition, NOx can be reduced by suppressing an increase in combustion temperature.

また、前記構成（２）のように、ローター２のフランク面２ａに形成されたリセス２ｂ内に乱流生成部材５１が設けられる。これにより、燃焼室内の燃料と空気との混合気に乱流が生成し、燃料と空気とのミキシング及び火炎伝播が促進される。そのため、混合気の燃焼遅れが抑制され、排気損失の増加の抑制が図られる。乱流生成部材５１により、混合気の燃焼速度が大幅に高まるため、リーン燃焼の効果（冷却損失の低減）を最大限発揮させつつ、リーン化した混合気の燃焼遅れを抑制して排気損失の増加を抑制できる。したがって、冷却損失の低減と排気損失の増加の抑制とが両立し、ロータリーピストンエンジン１の熱効率が改善する。 Further, as in the configuration (2), the turbulent flow generation member 51 is provided in the recess 2b formed on the flank surface 2a of the rotor 2. Thereby, a turbulent flow is generated in the mixture of fuel and air in the combustion chamber, and mixing of the fuel and air and flame propagation are promoted. Therefore, the combustion delay of the air-fuel mixture is suppressed, and the increase in exhaust loss is suppressed. The turbulent flow generating member 51 significantly increases the combustion speed of the air-fuel mixture. Therefore, while suppressing the combustion delay of the lean air-fuel mixture while maximizing the effect of lean combustion (reducing cooling loss), the exhaust loss is reduced. Increase can be suppressed. Therefore, the reduction of the cooling loss and the suppression of the increase of the exhaust loss are compatible, and the thermal efficiency of the rotary piston engine 1 is improved.

また、前記構成（３）のように、トレーリング側点火プラグ２２が、圧縮トップのときのトレーリング側燃焼室の中心よりもトレーリング側に偏倚している。これにより、トレーリング側点火プラグ２２の点火時にトレーリング側点火プラグ２２よりもトレーリング側に存在する混合気の量が可及的に少なくなり、混合気の燃焼遅れの程度、排気損失の増加の程度が低減される。よって、スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れを抑制して排気損失の増加を抑制できる。したがって、ロータリーピストンエンジン１の熱効率が改善する。 Further, as in the configuration (3), the trailing-side spark plug 22 is biased toward the trailing side with respect to the center of the trailing-side combustion chamber at the time of the compression top. As a result, the amount of the air-fuel mixture existing on the trailing side of the trailing-side ignition plug 22 is reduced as much as possible when the trailing-side ignition plug 22 is ignited, the degree of combustion delay of the air-fuel mixture, and the increase in exhaust loss. Is reduced. Therefore, it is possible to suppress an increase in exhaust loss by suppressing the combustion delay of the trailing side air-fuel mixture caused by the squish flow. Therefore, the thermal efficiency of the rotary piston engine 1 is improved.

前記乱流生成部材５１を設けることにより、次のような作用も奏される。すなわち、トレーリング側点火プラグ２２位置のトレーリング側への偏倚により、トレーリング側点火プラグ２２とリーディング側点火プラグ２１との間に存在する混合気のうち特にリーディング側点火プラグ２１に近い混合気がトレーリング側点火プラグ２２からより離間することになって燃焼遅れが生じ得る。しかし、前記乱流生成部材５１により、混合気の燃焼速度が大幅に高まるため、トレーリング側点火プラグ２２位置のトレーリング側への偏倚の効果（スキッシュ流に起因するトレーリング側混合気の燃焼遅れの抑制）を最大限発揮させつつ、トレーリング側点火プラグ２２とリーディング側点火プラグ２１との間に存在する混合気の燃焼遅れを抑制して排気損失の増加を抑制できる。したがって、ロータリーピストンエンジン１の熱効率が改善する。 By providing the turbulent flow generation member 51, the following operation is also achieved. That is, of the air-fuel mixture existing between the trailing-side spark plug 22 and the leading-side spark plug 21 due to the deviation of the trailing-side spark plug 22 position toward the trailing side, particularly the air-fuel mixture close to the leading-side spark plug 21. May be further away from the trailing-side spark plug 22 and cause a combustion delay. However, since the combustion speed of the air-fuel mixture is greatly increased by the turbulent flow generating member 51, the effect of deviation of the trailing-side ignition plug 22 position toward the trailing side (combustion of the trailing-side air-fuel mixture caused by the squish flow) While suppressing the delay) to the maximum extent, the combustion delay of the air-fuel mixture existing between the trailing-side spark plug 22 and the leading-side spark plug 21 can be suppressed to suppress an increase in exhaust loss. Therefore, the thermal efficiency of the rotary piston engine 1 is improved.

本実施形態では、混合気に含まれる燃料は水素であり、混合気の空気過剰率λは２．２以上である。これにより、エンジン１は、排気がクリーンな水素を燃料として採用する水素ロータリーピストンエンジンとなる。そして、λ≧２．２という超リーン燃焼を行うことにより、燃焼温度の上昇が抑制され、冷却損失の低減及びＮＯｘの低減が図られ、かつ、乱流生成部材５１及びトレーリング側点火プラグ２２位置のトレーリング側への偏倚により、排気損失の増加の抑制が図られる。 In the present embodiment, the fuel contained in the air-fuel mixture is hydrogen, and the air excess ratio λ of the air-fuel mixture is 2.2 or more. As a result, the engine 1 becomes a hydrogen rotary piston engine that employs clean hydrogen as fuel. Then, by performing ultra-lean combustion with λ ≧ 2.2, an increase in the combustion temperature is suppressed, cooling loss and NOx are reduced, and the turbulent flow generation member 51 and the trailing-side ignition plug 22 are reduced. The increase in exhaust loss is suppressed by the deviation of the position toward the trailing side.

本実施形態では、前記図１４の結果から、燃焼行程で圧縮トップ後に熱発生するようにリーディング側点火プラグ２１の点火時期をリタードする。これにより、例えば高負荷領域で燃料が増量されても、圧縮トップ後に熱発生するようにリーディング側点火プラグ２１の点火時期をリタードすることによって、ノッキングの回避が図られる。乱流生成部材５１により、混合気の燃焼速度が大幅に高まるため、リタード幅を大きくとることができ、リタードの効果（ノッキングの回避）を最大限発揮させつつ、リタードによる混合気の燃焼遅れを抑制して排気損失の増加を抑制できる。 In the present embodiment, the ignition timing of the leading spark plug 21 is retarded from the result of FIG. 14 so that heat is generated after the compression top in the combustion stroke. Thus, for example, even if the fuel is increased in the high load region, knocking can be avoided by retarding the ignition timing of the leading spark plug 21 so that heat is generated after the compression top. The turbulent flow generating member 51 significantly increases the combustion speed of the air-fuel mixture, so that the retard width can be increased, and the retarding of the air-fuel mixture due to the retard can be achieved while maximizing the retard effect (avoidance of knocking). It is possible to suppress the increase in exhaust loss.

本実施形態に係るエンジン１は、前記構成（１）リーン燃焼、前記構成（２）乱流生成部材５１、前記構成（３）トレーリング側点火プラグ２２位置のトレーリング側への偏倚、を採用したことにより、燃焼プロセスが改良され、熱効率が３％程度改善し、トータルの熱効率が４０％に近づき、燃焼時のピーク温度が１５００Ｋ以下に低下した。これにより、燃焼室の最端部にある混合気の燃焼が確実となり、未燃損が低減し、未燃燃料の排出が低減し、前記後燃え（ｉｉｉ）等の燃焼室の最端部にある混合気の燃焼が早いタイミングで起こるようになった。 The engine 1 according to the present embodiment employs the configuration (1) lean combustion, the configuration (2) the turbulent flow generation member 51, and the configuration (3) deviation of the trailing side spark plug 22 position toward the trailing side. As a result, the combustion process was improved, the thermal efficiency improved by about 3%, the total thermal efficiency approached 40%, and the peak temperature during combustion decreased to 1500K or less. As a result, combustion of the air-fuel mixture at the extreme end of the combustion chamber is ensured, unburned loss is reduced, discharge of unburned fuel is reduced, and the end of the combustion chamber such as afterburning (iii) is reduced. Combustion of an air-fuel mixture has started at an early timing.

前記実施形態の変形例を以下に説明する。 A modification of the embodiment will be described below.

乱流生成部材５１の形状、配置、個数等は、特に限定されない。例えば、乱流生成部材５１をリセス２ｂ内のリーディング側又はトレーリング側に配置してもよく、２個の乱流生成部材５１，５１をリセス２ｂ内のリーディング側とトレーリング側とに配置してもよい。 The shape, arrangement, number, and the like of the turbulent flow generation member 51 are not particularly limited. For example, the turbulent flow generating member 51 may be arranged on the leading side or the trailing side in the recess 2b, and the two turbulent flow generating members 51, 51 may be arranged on the leading side and the trailing side in the recess 2b. May be.

燃料は、水素以外の気体燃料、例えばＬＰＧ（液化石油ガス）やＣＮＧ（圧縮天然ガス）等でも構わない。また、ガソリン等の液体燃料も問題なく使用できる。 The fuel may be a gaseous fuel other than hydrogen, such as LPG (liquefied petroleum gas) or CNG (compressed natural gas). Also, liquid fuel such as gasoline can be used without any problem.

本発明は、燃料の種類に拘わらず、ロータリーピストンエンジンの技術分野において、広範な産業上の利用可能性が期待される。 The present invention is expected to have wide industrial applicability in the technical field of rotary piston engines regardless of the type of fuel.

１ロータリーピストンエンジン
２ローター
２ａローター外周面（フランク面）
２ｂリセス
３ローターハウジング
３ａトロコイド状内周面
４インターミディエイトハウジング
４ａインターミディエイトハウジング側面
５サイドハウジング
５ａサイドハウジング内側面
６エキセントリックシャフト
７ローター収容室
８作動室
１０排気ポート
１１〜１３吸気ポート
１５インジェクタ
２１リーディング側点火プラグ
２２トレーリング側点火プラグ
５１乱流生成部材
Ｌ圧縮トップのときのトレーリング側燃焼室の長さ
Ｗスキッシュ流
Ｘ回転軸心
Ｙ長軸
Ｚ短軸 1 Rotary piston engine 2 Rotor 2a Outer peripheral surface of rotor (flank surface)
2b Recess 3 Rotor housing 3a Trochoidal inner peripheral surface 4 Intermediate housing 4a Intermediate housing side surface 5 Side housing 5a Side housing inner surface 6 Eccentric shaft 7 Rotor housing chamber 8 Operating chamber 10 Exhaust port 11-13 Intake port 15 Injector 21 Reading Side ignition plug 22 Trailing side ignition plug 51 Turbulence generating member L Length of the trailing combustion chamber when compression top W Squish flow X Rotational axis Y Long axis Z Short axis

Claims

A rotor housing having a trochoidal inner peripheral surface;
A rotor that rotates while the vertex is in sliding contact with the inner peripheral surface;
A rotary piston engine comprising a leading side spark plug and a trailing side spark plug disposed on the leading side and the trailing side across the minor axis of the inner surface trochoidal curve,
In the combustion stroke, an air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio is burned,
A turbulent flow generating member is provided in a recess formed on the outer peripheral surface of the rotor,
When the length of the trailing side combustion chamber from the short axis to the trailing side apex of the rotor at the compression top is L, the trailing side spark plug is (L / 2) or more from the short axis. A rotary piston engine characterized by being arranged at a distance.

The rotary piston engine according to claim 1, wherein the fuel contained in the air-fuel mixture is hydrogen, and the air excess ratio λ of the air-fuel mixture is 2.2 or more.

The rotary piston engine according to claim 1 or 2, wherein the ignition timing of the leading spark plug is retarded so that heat is generated after the compression top in the combustion stroke.