JP6412590B2 - 対向ピストンエンジンの空調構造 - Google Patents

Description

［関連出願の相互参照］
本出願は、本願と所有者を同じくする、２０１３年７月１１日にＵＳ２０１３／０１７４５４８として公開された米国特許出願第１３／７８２，８０２号明細書、および２０１４年１月３０日にＵＳ２０１４／００２６５６３として公開された米国特許出願第１４／０３９，８５６号明細書の主題に関連する主題を含む。本出願は、さらに、本願と所有者を同じくする同時出願の「対向ピストンエンジンの空調システムの開放型吸排気室構造」と題する米国特許出願第１４／２８４，１３４号明細書の主題に関連する主題も含む。

本発明の分野は、２行程サイクル対向ピストンエンジンに関する。具体的には、この分野は、対向ピストンエンジンの直列シリンダへ空気を送出しかつ前記シリンダからの排気を移送する空調システムに関する。

２行程サイクルエンジンは、クランク軸の完全な１回転と、クランク軸へ連接されるピストンの２行程とで１つの動作サイクルを完成させる内燃機関である。これらの行程は、典型的には、圧縮および爆発行程として表される。２行程サイクルエンジンの一例は、シリンダの中心軸に沿って反対方向へ往復移動するために、シリンダボア内に２つのピストンが配置される対向ピストンエンジンである。各ピストンは、シリンダの一端に最も近くなる下心（ＢＣ）位置と、前記一端から最遠となる上心（ＴＣ）位置との間を移動する。シリンダは、シリンダ側壁において個々のＢＣピストン位置の近くに形成されるポートを有する。対向するピストンは各々、一方のポートを制御して、そのＢＣ位置への移動に伴ってポートを開放し、かつＢＣ位置からそのＴＣ位置への移動に伴ってポートを閉鎖する。一方のポートは、給気がボアに入れるように機能し、もう一方のポートは、燃焼生成物がボアから出る通路を提供し、これらは各々、「吸気」ポートおよび「排気」ポートと呼ばれる（一部の記述において、吸気ポートは、「空気」ポート、または「掃気」ポートと称される）。ユニフロー掃気式対向ピストンエンジンでは、圧縮された給気は、排気ガスがその排気ポートから流れ出るにつれてその吸気ポートを介してシリンダに入り、よって、ガスは、シリンダを介して単一方向に−吸気ポートから排気ポートへ−流れる（「ユニフロー」）。

給気および排気生成物は、空調システム（「ガス交換」システムとも呼ばれる）を介してシリンダを流れる。燃料は、燃料送出システムからの噴射によって送出される。エンジンがサイクルするにつれて、制御の機械化は、エンジンの動作状態に応答して空調システムおよび燃料送出システムを作動することにより、燃焼を管理する。空調システムは、燃焼の間の望ましくない化合物の生成を減らすために、排気ガス再循環（「ＥＧＲ」）システムを装備する場合がある。

対向ピストンエンジンでは、空調システムは、外気をエンジン内へ取り込み、かつ燃焼ガス（排気）をエンジンから移送するが、これには、ポンプ作業が必要である。ポンプ作業は、コンプレッサ等のガスタービン駆動ポンプによって行われてもよく、かつ／またはスーパーチャージャ等の機械駆動ポンプによって行われてもよい。場合によっては、ターボチャージャのコンプレッサユニットは、下流側スーパーチャージャの入口を２段階ポンピング構成で供給してもよい。ポンピング配置（単段、２段またはその他）は、有効燃焼の保証にとって極めて重要な掃気プロセスを駆動し、エンジンの熱効率表示を増加させ、かつピストン、リングおよびシリンダ等のエンジン構成要素の寿命を延ばす。また、ポンプ作業は、排気ガス再循環システムも駆動する。

図１は、ユニフロー掃気式のターボチャージ式２行程サイクル対向ピストンエンジン１０を示す。エンジン１０は、少なくとも１つのポートシリンダ５０を有する。例えば、このエンジンは、１つのポートシリンダ、２つのポートシリンダまたは３つ以上のポートシリンダを有してもよい。各ポートシリンダ５０は、ボア５２と、シリンダ壁の個々の端部の近くに形成または機械加工される、長手方向に離隔された吸気ポートおよび排気ポート５４および５６とを有する。吸気ポートおよび排気ポートは、各々、１つまたは複数の周方向の開口または穿孔アレイを含む。記述法によっては、各開口は、「ポート」と称されるが、このような「ポート」による１つまたは複数の周方向アレイの構造は、図１に示されているポート構造と何ら変わりはない。ピストン６０および６２は、ボア５２内に、それらの端面６１および６３を対向させて滑動可能式に配置される。ピストン６０は、吸気ポート５４を制御し、かつピストン６２は、排気ポート５６を制御する。図示されている例において、エンジン１０は、さらに、少なくとも１つのクランク軸を含み、好ましくは、エンジンは、２つのクランク軸７１および７２を含む。エンジンの吸気ピストン６０は、クランク軸７１へ結合され、かつ排気ピストン６２は、クランク軸７２へ結合される。

ピストン６０およびピストン６２がそれらのＴＣ位置に存在するとき、ボア５２内で両ピストンの端面６１と端面６３との間に燃焼室が画定される。着火時期は、ピストンの端面が互いに最も近づくことから、圧縮サイクルにおける、最小の燃焼室容積が発生する時点が参照されることが多く、この時点を「最小容積」と称する。燃料は、端面６１と端面６３との間に位置決めされるシリンダ空間内へ直に噴射される。一部の例では、噴射は、最小容積において、または最小容積の近くで発生するが、他の例では、噴射は、最小容積になる前に発生してもよい。燃料は、シリンダ５０の側壁を介する個々の開口内に位置合わせされる１つまたは複数の燃料噴射器ノズルを介して噴射される。このようなノズル７０が、２つ図示されている。燃料は、吸気ポート５４を介してボア５２内へ入れられる給気と混合する。端面６１と端面６３との間で混合気が圧縮されるにつれて、圧縮空気は、燃料を点火させる温度および圧力に達する。次には、燃焼が起こる。

図１をさらに参照すると、エンジン１０は、エンジン１０への給気およびエンジン１０からの排気の移送を管理する空調システム８０を含む。ある代表的な空調システム構造は、給気サブシステムと、排気サブシステムとを含む。空調システム８０において、給気ソースは、吸気を受け入れ、かつこれを処理して加圧空気（以後、「給気」）にする。給気サブシステムは、給気をエンジンの吸気ポートへ移送する。排気サブシステムは、排気生成物を、他の排気コンポーネントへ送出するためにエンジンの排気ポートから移送する。

空調システム８０は、共通のシャフト１２３上で回転するタービン１２１およびコンプレッサ１２２を有するターボチャージャ１２０を含む場合がある。タービン１２１は、排気サブシステムと流体連通し、かつコンプレッサ１２２は、給気サブシステムと流体連通している。ターボチャージャ１２０は、エネルギーを、排気ポート５６を出て排気ポート５６から直に排気チャネル１２４へ流れ込む排気ガスから、または排気ポート５６を介して出力される排気ガスを収集する排気マニホルドアッセンブリ１２５から抽出する。その際、タービン１２１は、タービン１２１を通過して排気出口チャネル１２８に至る排気ガスによって回転される。これにより、コンプレッサ１２２が回転し、外気が圧縮されて給気が発生する。給気サブシステムは、スーパーチャージャ１１０と、吸気マニホルド１３０とを含んでもよい。給気サブシステムは、さらに、給気を受け入れかつこれを、エンジンの１つまたは複数の吸気ポートへ送出する前に冷却するための少なくとも１つの給気冷却器（以後、「冷却器」）を含んでもよい。コンプレッサ１２２により出力される給気は、給気チャネル１２６を介して冷却器１２７へと流れ、スーパーチャージャ１１０によって吸気ポートへポンピングされる。スーパーチャージャ１１０によって圧縮された給気は、吸気マニホルド１３０へ出力される。吸気ポート５４は、スーパーチャージャ１１０によりポンピングされる給気を、吸気マニホルド１３０を介して受け入れる。スーパーチャージャ１１０の出口と吸気マニホルド１３０への入口との間には、第２の冷却器１２９が設けられてもよい。

態様によっては、空調システム８０は、燃焼により生成される望ましくない放出物を、燃焼により生成される排気ガスの一部をエンジンのポートシリンダを通して再循環させることによって減らすように構成される場合がある。再循環された排気ガスは、燃焼ピーク温度を下げるために給気と混合され、これにより、望ましくない放出物の生成が減る。このプロセスは、排気再循環（「ＥＧＲ」）と称される。図示されているＥＧＲ構造は、掃気の間にポート５６から流れる排気ガスの一部を入手し、かつこれを、シリンダ外部のＥＧＲチャネル１３１を介して給気サブシステム内の到来する吸気流へと移送する。再循環される排気ガスは、ＥＧＲチャネル１３１を介してバルブ１３８（「ＥＧＲバルブ」と称する）の制御下で流れる。

図２は、図１の空調システム８０を詳細略図で示している。この点に関連して、給気サブシステムは、吸気をコンプレッサ１２２へ提供する。コンプレッサ１２２が回転すると、圧縮された空気がコンプレッサの出口から給気チャネル１２６を介して流れ、スーパーチャージャ１１０へ入る。スーパーチャージャ１１０によりポンピングされる給気は、冷却器１２９を介して吸気マニホルド１３０へ流れ込む。加圧された給気は、吸気マニホルド１３０から、シリンダブロック１６０内に支持されるシリンダ５０の吸気ポートへ送出される。態様によっては、エンジンは、スーパーチャージャ１１０の出口をその入口へ結合する再循環チャネル１１２を含んでもよい。再循環チャネル１１２内へバルブ１３９を設けることにより、スーパーチャージャ出口下流側の給気圧力を修正すれば、シリンダへの給気の流れを変えることができるようになる。

シリンダ５０の排気ポートからの排気ガスは、排気マニホルド１２５からタービン１２１へ流れ込み、かつタービンから排気出口チャネル１２８へ流れ込む。例によっては、排気出口チャネル１２８内に１つまたは複数の後処理デバイス（ＡＴ）１６２が設けられる。排気は、ＥＧＲバルブ１３８の制御下で、ＥＧＲチャネル１３１を介して再循環される。ＥＧＲチャネル１３１は、ＥＧＲミキサ（不図示）を介して給気サブシステムと流体連通している。

対向ピストンエンジンは、エンジンのガス（給気、排気）をシリンダへ、かつシリンダから移送するように設計される様々な構造を含んできている。例えば、米国特許第１，５１７，６３４号明細書は、他のシリンダの管と共に１つの排気管へと合体する、各シリンダの排気エリアと連通する管を有する多管排気マニホルドを利用した、初期の対向ピストン航空機エンジンについて記載している。このマニホルドは、エンジンの片側に取り付けられた。

その後、１９３０年代において、対向ピストン航空機エンジンのＪｕｍｏ２０５ファミリが、二重クランク軸直列対向ピストンエンジンの基本的な空調アーキテクチャを確立した。各エンジンには、個々の対向する管ペアを各シリンダの環状排気エリアと連通して配置するように、６気筒の直列シリンダブロックの反対側面へボルトで締まる多管排気マニホルドが装備された。各排気マニホルドの出口管は、タービンへの２つの入口のそれぞれへ接続された。２段給圧システムは、加圧給気を提供した。第２の段により出力される加圧給気は、エンジン底部にまたがる中間冷却器を介して流れた。給気は、次に、中間冷却器から管を介して流出し、排気マニホルドのようにエンジンの両側に沿って延びる吸気導管に入る。この排気および吸気システムの構造は、結果的にエンジンの容積、重量およびコストを増加させかつパフォーマンスを低減させるという重大な重荷を課すものであった。

この先行技術による排気マニホルドは、エンジンのサイズおよび重量が増加するという罰則を引き出した。個々の管はすべて、管開口とシリンダの環状排気空間とを密接に結合するための構造用支持材を必要とした。典型的には、この支持材は、フランジをシリンダブロックの側面上の対応する面積へ密封可能に締め付けるためのねじ締結具を受け入れるに足る面積を有する、各管の端におけるフランジの形状であった。各マニホルドのフランジは、シリンダの直列配置に整合するように横方向に配置される。フランジの幅は、シリンダ間のスペーシングを制限し、よってエンジンは、比較的重く、かつ大型である必要があった。

先行技術によるこのＪｕｍｏ２０５の吸気構造は、エンジンの各側面に１つずつ存在する２つの吸気導管へ長さ、曲がりおよびくびれを冷却器と導管との間の給気通路内へ案内する管および取付具を介して結合される、エンジンへ取り付けられる中間冷却器を必要とした。方向および流れ抵抗が変動する結果、シリンダ毎に給気圧力の急な変動をもたらしかつ変化するエンジン状態に応じて変わる寄生的な渦および揺動が生じた。吸気ポートへ送出される給気圧力のサージ、スパイクおよび他の急激な不整合および非対称性は、統一性のない燃焼および不完全な掃気をもたらす可能性があり、エンジンの効率が下がり、走行汚れが増し、かつエンジン設計が意図したエンジン動作状態の範囲に渡る制御がより困難になる。

このＪｕｍｏ吸気構造は、空間をシリンダの入口エリアのための個々の区画に細分することによりシリンダブロック内部に形成されるマニホルド構造も含んでいる。各区画は、吸気導管からの給気を受け入れるために、シリンダブロックの反対側面を介して開放されていた。このようなマニホルド構造は、吸気ポート間の給気圧力差をもたらす場合があり、これにより、エンジンの動作状態が変わるにつれて燃焼および掃気が変動する可能性がある。

米国特許第１，５１７，６３４号明細書

複数のシリンダが直列構成で配置される対向ピストンエンジンのサイズ、重量およびコストは、最小限に抑えることが望ましい。これは、シリンダブロックの内部に、全てのシリンダ排気ポートを含む単一の排気室を設けることによって達成され、これにより、フランジ付き多管マニホルド構造の必要性が排除される。個々の排気ポートから放出される排気ガスを専用の管ペアによって収集しかつ移送する代わりに、全ての排気ポートにより放出される排気ガスは、シリンダブロック内の単一の排気室に収集され、ここから単一の管によって移送される。放出される排気ガスは、シリンダブロックを介して開放される少なくとも１つの排気出口を介して排気室を出る。効果的には、排気ガスの排気出口から排気サブシステムまでの移送に必要な管は、１つのみであり、よって、先行技術による排気マニホルドの別々の管の間のフランジ間スペーシングがなくなる。その結果、多管マニホルドの重量がなくなり、シリンダ間のスペーシングを縮小することが可能であり、かつエンジンは、より小型に製造することが可能である。

一貫した確実な燃焼および掃気を保証するためには、対向ピストンエンジンの吸気ポートへ供給される給気の流れのスパイク、サージ、揺動および他の非対称性を排除することが望ましく、かつ有益である。対向ピストンエンジンにおいて、給気圧力の変動は、全てのシリンダ吸気ポートを含むシリンダブロック内部の開放された分割されていない吸気室にぴったりと結合される給気冷却器を設けることによって弱められる。吸気室は、シリンダブロックの反対側面を介して開放される対向する細長い吸気口を含む。個々の給気冷却器は、個々の細長い吸気口の近くに位置合わせされ、かつ、細長い吸気口と整合されかつこれへぴったりと結合される細長い出口開口を有する。態様によっては、給気冷却器の出口開口の幅は、吸気口のそれと略同じである。他の態様において、給気冷却器の出口開口の幅は、吸気口の幅以下である。給気冷却器は、給気圧力のスパイクおよびサージを弱め、かつ空気流の非対称性を減らす、またはなくする。給気冷却器の出口開口の延びは、空気流の対称性を保全し、かつ吸気室へ入る給気の速度を低減する。その結果、給気サブシステムにおける寄生的な流体フローの効果により生じる燃焼の不整合は、低減され、またはなくされる。

図１は、先行技術によるユニフロー掃気式２行程サイクル対向ピストンエンジンを示す略図であり、適宜「先行技術」と記されている。

図２は、図１の対向ピストンエンジンの先行技術による空調システムの詳細を示す略図であり、適宜「先行技術」と記されている。

図３Ａは、車両内の装備品用に構成された２行程サイクル対向ピストンエンジンの正面図である。 図３Ｂは、図３Ａのエンジンの上部を示す平面図である。 図３Ｃは、図３Ａのエンジンの側面図である。 図３Ｄは、図３Ｃの拡大図であり、図３Ａに示すエンジンのシリンダブロック内における吸気室および排気室の位置および開口をより良く示すためにエンジンのコンポーネントが取り除かれている。

図４Ａは、図３Ａのエンジンの線Ａ−Ａに沿った側断面図である。 図４Ｂは、図３Ａのエンジンの線Ｂ−Ｂに沿った断面図である。 図４Ｃは、図３Ａのエンジンの線Ｃ−Ｃに沿った断面図である。

図５Ａは、ＥＧＲを装備した図３Ａのエンジンを示す。 図５Ｂは、ＥＧＲを装備した図３Ａのエンジンを示す。

図６は、本明細書による、対向ピストンエンジンの吸気／排気サブシステムを示している。

図７は、本明細書による、吸気室への給気の流れを示す略図である。

図８は、図７の吸気室内への空気流路を略示したものである。

本明細書は、単一平面が全てのエンジン気筒の長手軸を含むように複数のシリンダが一列に位置合わせされたシリンダブロックを有する、２行程サイクル、二重クランク軸の対向ピストンエンジンに関する。シリンダの横方向の位置合わせは、エンジン分野の標準的名称に沿って「直列」構成と称する。さらに、直列配置は、「真っ直ぐ」であって、長手軸を含む平面が略垂直である可能性もあれば、「傾斜」していて、長手軸を含む平面が傾斜している可能性もある。したがって、以下の説明は、直列構成に限って行なうが、真っ直ぐな変形例および傾斜した変形例にも当てはまる。また、エンジンを、長手軸を含む平面を略水平に配置するようにして位置合わせすることも可能であって、この場合、直列配置は、「水平」になる。

図３Ａ、図３Ｂおよび図３Ｃは、エンジンのシリンダ（これらの図では見えない）を備えるシリンダブロック２０２を有する２行程サイクル対向ピストンエンジン２００を示し、これらのシリンダは、エンジン２００の長手方向Ｌに配向されて傾斜した直列構成に配置される。エンジンは、車両、機関車、海洋船舶、静止電源、等々といったアプリケーションにおいて占有するスペースが最小限になるように、コンパクトに構成される。エンジン２００には、ターボチャージャ２１０、スーパーチャージャ２１４、給気冷却器２１５および２１６、シリンダブロック２０２内に形成または機械加工される吸排気室（これらの図では見えない）および様々な管、マニホルドおよび導管を含む空調システムが取り付けられる。吸排気室を除いて、これらのエレメントは、従来手段を用いてシリンダブロック上に支持されてもよい。吸排気室は、シリンダブロック内部に細長いオープンギャラリまたはオープンチェストとして形成される。好ましくは、吸排気室は、少なくとも、これらが、各々が単一シリンダのみの吸気（または排気）エリアを含む個々のチャンバまたはサブチャンバに区分化されないという意味において、分割されていない。ターボチャージャ２１０は、排気駆動タービン２１１と、コンプレッサ２１３とを備える。好ましくは、スーパーチャージャ２１４は、例えばクランク軸によって機械的に駆動されるが、この限りではない。コンプレッサ２１３の出口は、導管２１７および給気冷却器２１５を介してスーパーチャージャ２１４の入口と流体連通している。スーパーチャージャ２１４の出口は、マニホルド２２０を介して各給気冷却器２１６と流体連通し、マニホルド２２０の各分岐２２１は、個々の給気冷却器２１６へカバー２２３によって結合される。排気室の出口開口は、カバー２３０によって閉鎖される。カバー２３０を介する管２３１は、排気室とタービン２１１の入口との間を流体連通させる。これらの図には示されていないが、エンジン２００は、ＥＧＲ用に、排気室とスーパーチャージャ２１４との間にバルブ制御式導管を装備してもよい。

図３Ｄは、吸気室２４０および排気室２４５が見えるように幾つかのコンポーネントを取り除いた、エンジン２００の片側を示す。吸気室２４０および排気室２４５の双方は、図中に見えるシリンダブロック２０２の側面を介して、かつシリンダブロックの反対側面をも介して開いている。

図３Ｄおよび図４Ａは、複数のシリンダを備えたシリンダブロック２０２の構造を示している。３つのシリンダ２５０は、例として示されている。本明細書において、「シリンダ」は、シリンダブロック２０２内に形成されるシリンダトンネル内に保持されるライナ（「スリーブ」と呼ばれることもある）で構成される。各ライナは、シリンダの長手軸に沿ってシリンダ排気ポート２５６を含む環状排気部分から分離される、シリンダ吸気ポート２５４を含む環状吸気部分を有する。吸気ポート２５４および排気ポート２５６をエンジン２００の別個のレベルに置いて、シリンダ２５０はシリンダブロック２０２内に直列に配置される。好ましくは、排気ポート２５６は、吸気ポート２５４より下位に配置される。各ライナのボア内には、２つの逆移動するピストン２６０、２６２が配置される。ピストン２６０は、エンジンの吸気ポートを制御し、ピストン２６２は、排気ポートを制御する。シリンダブロック２０２の上部分に支持される第１のクランク軸２７１は、伸び寸法Ｌと並行に位置合わせして配置される。ピストン２６０は全て、第１のクランク軸２７１へ結合される。シリンダブロック２０２の底部分に支持される第２のクランク軸２７２は、伸び寸法Ｌと並行に位置合わせして配置される。ピストン２６２は全て、第２のクランク軸２７２へ結合される。

図３Ｄおよび図４Ｂを参照すると、吸気室２４０の構造は、全てのシリンダ吸気ポート２５４を含む分割されていない容積を有する、シリンダブロック２０２内部の細長いオープンチェストの構造である。言い替えれば、エンジンの吸気ポートは悉く、全ての吸気ポートにより共有される吸気室２４０内の同じ容積内に位置合わせされ、かつ前記同じ容積から給気を受け入れる。図４Ｂの通り、吸気室２４０は、シリンダブロック２０２の第１の側面を介して開く第１の細長い吸気口２４１と、シリンダブロック２０２の第１の側面とは反対側の第２の側面を介して開く第２の細長い吸気口２４１とを含む。したがって、細長い吸気口２４１は、互いに位置合わせされかつ吸気室２４０の反対側面に配置されて存在する。好ましくは、吸気室２４０および吸気口２４１の伸びは、長手方向Ｌにある。図３Ｄおよび図４Ｂから分かるように、吸気室２４０内の支柱２６２は、吸気室２４０の床と天井との間の構造用支持材となる。好ましくは、柱２６２は、シリンダ２５０から離れて吸気口２４１に隣接して、または吸気口２４１の内部へと位置合わせされる。

図３Ｂおよび図６から分かるように、給気冷却器２１６は、シリンダブロック２０２の反対側面に隣接して位置合わせされる。図４Ｂおよび図６の通り、各給気冷却器２１６は、冷却器２１６の出口面と位置合わせされかつ前記出口面と同延である第１端と、吸気口と位置合わせされかつ吸気口と同延である第２端とを有するフランジアダプタ２６４によって、個々の吸気室吸気口２４１へ短結合される。フランジアダプタ２６４は、シリンダブロック２０２と一体形成されても、シリンダブロック２０２へ付着される別個の部品を備えてもよい。好ましくは、フランジアダプタは、空気流を吸気室２４０内へ最小限の途絶で案内するように成形される。例えば、フランジアダプタは、曲げられてもよい。態様によっては、給気冷却器２１６は、対向する主要面２１８を備える略ボックス状の構造を有有する。

図３Ａおよび図６の通り、給気冷却器は、好ましくは、シリンダブロック２０２に対して折り畳み形状で配置され、各冷却器２１６は、主要面２１８を側面に向けてブロックの各側面に隣接して位置合わせされる。別の態様から見ると、給気冷却器２１６は、シリンダブロック２０２に対してサドルバッグ様形状で配置され、給気冷却器２１６は、シリンダブロック２０２の対向する個々の側面上に整合されて位置づけられる。何れの視点からも、主要面２１８がシリンダブロック２０２の反対側面に面する冷却器の配置は、エンジン２００のコンパクトな外形に大きく寄与する。例によっては、給気冷却器２１６は、給気（恐らくは排気ガスを含む）からの熱を液体に変換するように構築される気体-液体熱交換器であってもよい。

図３Ｄおよび図４Ｃに関して言えば、排気室２４５の構造は、全てのシリンダ排気ポート２５６を含む分割されていない容積を有する、シリンダブロック内部の細長いオープンチェストの構造である。言い替えれば、エンジンの排気ポートは悉く、全ての排気ポートにより共有される排気室２４５内の同じ容積内に位置合わせされ、かつ前記同じ容積へと排気ガスを放出する。図４Ｃの通り、排気室は、シリンダブロック２０２の第１の側面を介して開く細長い排気出口２４６ａと、シリンダブロック２０２の第２の側面を介して開く細長い排気出口２４６ｂとを有する。したがって、排気室２４５の反対側面に、細長い排気室排気出口２４６ａおよび２４６ｂが存在する。図３Ｄおよび図４Ｃから分かるように、排気室２４５内の支柱２６８は、排気室２４５の床と天井との間の構造用支持材となる。好ましくは、柱２６８は、排気ポートから離れた排気出口２４６ａおよび２４６ｂの近くに位置合わせされる。エンジンの作動中にシリンダブロック２０２が担う機械的負荷に鑑みて、吸気室の柱２６２は、排気室の柱２６８と位置を合わせることが望ましい場合がある。態様によっては、エンジン作動中の排気室２４５の構造体における有害な温度効果を減じるために、柱２６８内に軸方向の冷却材通路２６９を設けることが望ましい場合がある。排気出口２４６ａは、シリンダブロック２０２から外向きに曲がる細長いカバー２６３によって閉鎖される。細長いカバー２３０は、排気出口２４６ｂを覆って広がる。カバー２６３および２３０は、シリンダブロック２０２と一体形成されても、前記ブロックへ付着される別個の部品を備えてもよい。タービン２１１の入口は、管２３１を受け入れるカバー２３０を通した開口２６７を介して排気室２４５と流体連通している。好ましくは、排気室２４５および排気出口２４６ａおよび２４６ｂの伸びは、長手方向Ｌにある。

排気室２４５のオープンチェスト構造は、近接したシリンダ間スペーシングを許容し得るが、隣接するシリンダスリーブ間の低減された距離は、１つのシリンダから放出される排気ガスが、隣接するシリンダのピストンおよびスリーブに、特にはスリーブの排気部分間の狭い間隙に与える熱衝撃を増大させる可能性がある。したがって、例によっては、シリンダから放出される排気ガスが、隣接するシリンダスカートに与える熱衝撃を低減することが望ましい場合がある。この熱衝撃を低減する１つの方法は、排気室２４５内の隣接するシリンダ排気部分間に、成形された排気デフレクタ２４７を設けることである。各デフレクタは、排気室２４５の床と天井との間に延びる柱として形成されてもよい。排気デフレクタ２４７は、隣接するシリンダ２５０間に、シリンダの排気エリアに近接して位置合わせされる。排気デフレクタ２４７の形状は、一方の排気室開口に面する縁を形成する角度で出合う１対の表面２４７ａおよび２４７ｂを含む。例えば、排気デフレクタの断面形状は、菱形状であってもよい。表面２４７ａおよび表面２４７ｂは、１つの排気ポートから放出される排気ガスを隣接するシリンダから離れて偏向させる角度に曲げられる。図５Ｂは、排気デフレクタ２４７が隣接するシリンダに接触していることを示唆しているが、これは、必須の限定事項ではない。態様によっては、デフレクタは、シリンダに接触しないようなサイズであってもよく、よって、ガスは、シリンダとデフレクタとの間を流れることができる。あるいは（または追加的に）、排気ポート開口は、隣接するライナおよび／または排気室の壁等の近隣構造体の方向よりも、排気室開口の方向でより多くの排気が流れるように、サイズおよび／またはシリンダライナの環状排気部分の周りのスペーシングが変わってもよい。

排気室の片側から反対側への流体連通は、最大化して、排気室２４５にわたって可能な限り一様な圧力を保持することが望ましい。ブローダウン（排気ポートが開いている時間）中に排気室内の圧力平衡を保持することで、エンジンの掃気パフォーマンスを高める。これらの態様において、排気室２４５は、エンジンの片側からもう一方の側までの流れ空間を増大するために、何れかの端または両端に追加的な空間を含んでもよい。例えば、排気室２４５におけるシリンダブロック２０２の端２０３に近い追加的な空間を参照されたい。また、カバー２３０および２６３の何れかまたは双方の設計によって、輪郭取りされた空間が追加されてもよい。排気室の片側からもう一方の側までの圧力不平衡は、掃気フロントをより対称性にせず片側へ偏らせることから、シリンダを介する質量流量にとって有害である。これらの事例の一部において、排気室２４５のサイズは、吸気室２４０のそれを超えてもよい。エンジンの構造的完全性にとって必要であれば、排気室２４５内に１つまたは複数の追加的な支柱２６８ペアが設けられてもよい。

対向ピストンエンジン２００の空調システムは、スーパーチャージャ２１４のためのＥＧＲチャネルおよび再循環チャネルの何れかまたは双方も含んでもよい。したがって、態様によっては、エンジン２００に排気ガス再循環用の装備をすることが望ましい場合がある。この点に関連して、図５Ａおよび図５Ｂを参照すると、排気室２４５は、カバー２３０を介して排気室２４５へと開く管２３２を備えた入口があるＥＧＲチャネルと流体連通している。ＥＧＲチャネルは、ＥＧＲバルブ２３５と、排気室２４５からの排気ガスを、供給される給気と混合するために吸気室へ移送する管２３６とを備える。さらなる態様によっては、排気ガスを再循環の間に冷却することが望ましい場合がある。これらの事例において、管２３６は、再循環される排気ガスを、マニホルドカバー２６０を介して給気冷却器２１５の入口へ送出する。

図５Ａおよび図６から分かるように、再循環バルブ２５４および管２５６を備える再循環チャネル２１９は、スーパーチャージャ２１４の出口と再循環チャネル２１９の入口とを連結する。バルブ２５４の制御下で、再循環チャネルは、エンジンの動作状態により必要とされる通りに、スーパーチャージャ２１４により与えられるブースト圧力を調節する。好ましくは、再循環される給気は、スーパーチャージャ２１４へと再び入力される前に冷却される。したがって、図３Ｂ、図３Ｃおよび図６に於いて最も良く分かるように、スーパーチャージャ２１４により出力される加圧給気の一部は、マニホルド２２０を介して、一般に２つの分岐２２１と連結される入口を有する再循環バルブ２５４の制御により、再循環チャネル２１９を介してスーパーチャージャ２１４の入口へ再循環されてもよい。 再循環バルブ２５４の出口は、再循環管２５６により、導管２１７を介して冷却器２１５の入口へ連結される。

ＥＧＲおよびスーパーチャージャ再循環のオプションは、給気冷却器２１５の利用可能性に起因して、冷却器２１６の折り畳み式（またはサドルバック）配置と良く融和する。給気冷却器２１５の設備は、再循環される排気も再循環される給気も、スーパーチャージャ２１４とは独立して冷却器２１６へ導かれる必要がないことを意味する。結果的に、冷却器２１６と吸気室２４０との間の短いカップリング接続は中断されず、冷却器２１６から吸気室内への対向する一様な質量流量が保全され、かつコンパクトなエンジン外形が維持される。

図５Ａおよび図６を参照すると、エンジンの作動中、コンプレッサ２１３により供給される加圧吸気は、給気冷却器２１５内で冷却され、スーパーチャージャ２１４の入口へ供給される。給気は、さらに、スーパーチャージャ２１４によって加圧され、マニホルド２２０によって給気冷却器２１６間に分割される。ＥＧＲバルブ２３５は、マニホルドカバー２６０内で給気と混合されて冷却器２１５内で冷却される再循環排気ガスの流れを管理する。再循環される排気ガスと給気との冷却された混合体は、スーパーチャージャ２１４の入口へ供給される。図６および図７を参照すると、マニホルド２２０は、給気冷却器２１６が略等しい質量の空気流を受け入れて給気冷却器２１６の「サドルバッグ」形状に良く融和する吸気室の吸気口２４１へ送出するように、給気の流れをマニホルド分岐２２１間へほぼ均等に分割する。

図７および図８を参照すると、各給気冷却器２１６の形状および構造によって給気の流れが散開し、空気流の速度が低下され、かつスパイクおよびサージが弱まる。吸気室２４０には、これらの冷却器から反対方向の空気流が入る。好ましくは、各給気冷却器２１６のコアは、冷却器の出口面２７０の幅Ｗ_Ｏが吸気室２４０の幅Ｗ_Ｐ以下であるような大きさにされ、好ましくは、この制約は、出口面２７０からフランジアダプタ２６４を介する吸気室２４０までの空気流路において維持される。事例によっては、必要な冷却容量および給気冷却器２１６に利用可能なエンジン空間に依存して、出口面２７０の幅Ｗ_Ｏは、吸気室２４０の幅Ｗ_Ｐ未満であってもよく、かつまた、フランジ２６４の幅Ｗ_Ｆ未満であってもよい。これらの事例において、出口面２７０からフランジアダプタ２６４を介する吸気室２４０までの空気流路の幅は、空気流路におけるねじれおよびくびれを回避するために連続的に、または一以上の段階で段階的に増加すること、言い替えれば、Ｗ_Ｏ≦Ｗ_Ｆ≦Ｗ_Ｐであること、が望ましい。

図７および図８の通り、給気冷却器２１６の大きい出口面２７０は、吸気室２４０に流れ込む給気の空気速度を低減させる。冷却器出口面に沿ったあらゆる点において、空気は、略同じ流れベクトルを有する。給気冷却器２１６上流の空気流路における曲がりおよび形状変化によってもたらされる給気の流れの非対称性および揺動は、冷却器を介する給気の通過によって、取り除かれないにしても大幅に抑制される。コンピュータモデリングは、図６に示されている空調システムの給気部分が、シリンダ毎の吸気ポートへの質量流量の変動を減らすことを示している。モデリングは、シリンダへの質量流量がエンジン速度から大幅に独立しているという別の利点を示している。これらの効果は、構造上の柱２６２を、全ての柱に等しく空気が当たるようにシリンダから離して吸気室の外側へ位置合わせすることにより強化される。

給気部分のこの配置のさらに別の利点は、エンジンの空間および構造要件から生じるパッケージング上の制約が、吸気室２４０へ入る対向する空気流の相互作用を調整する必要性とうまく均衡していることにある。冷却器２１６により提供される波動減衰効果がなければ、このような均衡の達成はさらに困難であると思われる。さらに、２つの冷却器間で冷却機能を分けることにより、単一の大型冷却器および冷却器を吸気室に連結する別個のマニホルドを用いて効率的にパッケージされ得るものより大きい冷却器容積のパッケージングが可能になる。

図６に示されている空調システムの排気部分により、排気室２４５内の空き空間は、排気ガス流に対する低抵抗を提供し、これにより、全てのシリンダにおいて給気比が高まる。デフレクタの成形柱２４７（図４Ｃおよび図５Ｂ）は、隣接するシリンダスカートに対する熱衝撃を減じる。エンジンの片側に各々排気ランナおよび多管マニホルドを有する従来の対向ピストンエンジン（Ｊｕｍｏ２０５等）の排気システムに比較すると、本明細書に記述しかつ例示している排気部分構造は、表面積が少なく、熱伝達の低減が促進され、かつ保有する気体容積も少なく、エンジンの過渡応答が向上する。図６に示されている空調システムの排気部分のコンピュータモデリングは、ターボチャージャ２１０と開放型排気室２４５との間の短いカップリングが排気波の共振を減らし、よって、吸気ポートにおける滑らかな一定の質量流量に寄与することも示している。給気部分における滑らかな一定の質量流量は、新鮮な給気を失うことなく残りの排気生成物をシリンダから押し出す一様な掃気フロントに略寄与する。

したがって、吸排気室のこの新規配置は、より軽量でよりコンパクトな対向ピストンエンジンをもたらし、かつシリンダを介する質量流量を高める。冷却された給気の望ましい効果は、この新規の室配置に、エンジンの吸気ポートへの送出時点で給気の流れを冷却もしかつ滑らかにもする小型でコンパクトな給気冷却器アーキテクチャを装備することによって実現される。本明細書に開示された詳細には、本発明を逸脱することなく、またはその優位点を犠牲にすることなく、様々な変更が行われてもよい。

Claims (10)

1. 第１および第２の対向する側面と、前記対向する側面間に直列アレイで配置される複数のシリンダ（２５０）とを伴うシリンダブロック（２０２）を有し、各シリンダは、排気ポート（２５６）から前記シリンダの軸方向に分離される吸気ポート（２５４）を含む、対向ピストンエンジン（２００）であって、
   前記シリンダブロック内部の分割されていない吸気室（２４０）と、
   前記第１の側面を介して前記吸気室内へ開く第１の吸気口（２４１）、および前記第２の側面を介して前記吸気室内へ開く第２の吸気口（２４１）であって、各吸気口は、細長い大きさを有し、シリンダ吸気ポートの全てが、内部に給気を受け入れるために前記吸気室内に包含されている、第１の吸気口および第２の吸気口と、
   前記対向する側面のうちの一方を介して開く少なくとも１つの排気出口（２４６ａ、２４６ｂ）を含む、前記シリンダブロック内の排気室であって、シリンダ排気ポートの全てが、排気を内部に放出するために前記排気室内に包含されている、排気室（２４５）と、
   を備え、
   個々の給気冷却器（２１６）が、前記シリンダブロックの前記対向する側面の各々に隣接し、各給気冷却器は、細長い大きさの吸気口と流体連通し、且つ、前記吸気口と位置合わせされる細長い出口開口を有することを特徴とする対向ピストンエンジン。
2. 前記給気冷却器をスーパーチャージャ（２１４）へ連結する空気流マニホルド（２２０）をさらに含む、請求項１に記載の対向ピストンエンジン。
3. 前記少なくとも１つの排気出口（２４６ｂ）は、タービン（２１１）入口と流体連通している、請求項２に記載の対向ピストンエンジン。
4. 前記少なくとも１つの排気出口（２４６ｂ）は、タービン（２１１）入口およびＥＧＲ入口と流体連通している、請求項２に記載の対向ピストンエンジン。
5. 前記少なくとも１つの排気出口（２４６ｂ）は、タービン（２１１）入口と流体連通している、請求項１に記載の対向ピストンエンジン。
6. 前記少なくとも１つの排気出口（２４６ｂ）は、タービン（２１１）入口およびＥＧＲ入口と流体連通している、請求項１に記載の対向ピストンエンジン。
7. 前記シリンダは、真っ直ぐな直列アレイおよび傾斜した直列アレイのうちの一方で配置される、請求項１に記載の対向ピストンエンジン。
8. 前記対向ピストンエンジンは、前記シリンダブロックに支持される第１および第２のクランク軸（２７１．２７２）をさらに含む、請求項７に記載の対向ピストンエンジン。
9. 請求項１に記載の対向ピストンエンジンの空調方法であって、
   前記シリンダブロックの対向する側面に位置づけられる給気冷却器内へ圧縮空気を供給する工程と、
   前記給気冷却器から前記シリンダブロック内部の吸気室へ、対向する冷却された圧縮空気の流れを介して供給する工程と、
   全てのシリンダ吸気ポートが、前記吸気室空間に前記圧縮空気を受け入れる工程と、
   全てのシリンダ排気ポートが、前記シリンダブロック内部の排気室空間へ排気を放出する工程と、を含む方法。
10. 請求項１に記載の対向ピストンエンジンの空調方法であって、
    前記シリンダブロック内の分割されていない吸気室へ、対向する冷却された圧縮空気の流れを供給する工程と、
    全ての吸気ポートが、前記分割されていない吸気室に前記圧縮空気を受け入れる工程と、
    全ての排気ポートが、前記シリンダブロック内の分割されていない排気室へ排気を放出する工程と、を含む空調方法。

Images