JPH01155030A - ２サイクル内燃機関 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は２サイクル内燃機関、特に、２サモを連結した
２サイクル内燃機関に関する。

（従来の技術） ２サイクル内燃機関は往復動機関としての吸入、圧縮、
爆発燃焼、排気の全工程をクランクシャフトの１、回転
の間に行う。このため、４サイクル内燃機関と比べ、出
力特性が優れるが、機関駆動時におけるシリンダの掃気
作用の不完全さにより排気ガスの残留が生じ、着火不良
による出力不足や、混合気の吹き抜けによる燃費の悪化
が問題と成っている。

この種の２サイクル内燃機関の問題点を解決すへく、シ
リンダの頂部に連結した吸気ボートから吸気弁の開時に
のみ混合気を流入させ、シリンダの底部側の排気ポート
から排気を排出し、特に、吸気ボートにはクランクシャ
フトにより回転されるピストン式ポンプより混合気を圧
送し、シリンダ内の気流の流れを一方通行化したものが
開示されており、その−例が特公昭６０−５３４号広報
に開示されている。

（考案が解決しようとした問題点） ところで、内燃機関の熱効率は比較的低く、その主因は
排気熱損失にある。そこで排気エネルギーを回収すべく
、排気によりタービンをまわし、タービンと直結された
コンプレッサにより吸気をシリンダに圧送し、出力の向
上を図った、いわゆるターボチャージャが知られている
。

しかしこの種装置は排気エネルギの回収を間接的に行っ
て、これを出力向」二に転換するものであり、機構が複
雑でロスの多いものとなっている。

そこで、本発明の目的は排気エネルギを直接的に機関出
力に転換できる２サイクル内燃機関を提供すること、特
に、排気エネルギを直接的に機関出力に転換できる上に
、全体の構造を簡素化できる２サイクル内燃機関を提供
することにある。

（問題点を解決するための手段） 本発明による２サイクル内燃機関は、クランクシャフト
と同一角速度でこのクランクシャフトにより回転駆動さ
れて混合気を加圧するピストン式ポンプと、上記ピスト
ン式ポンプからの混合気を自身の頂部側の吸気弁の開時
に受けるシリンダと、上記シリンダの底部側の排気ポー
トよりの排気を受けて得た回転力を上記クランクシャフ
トに伝達する排気タービンとを有したことを特徴として
いる。

更に、この発明による他の２サイクル内燃機関はクラン
クシャフトと同一角速度でこのクランクシャフトにより
回転駆動されて混合気を加圧するピストン式ポンプと、
上記ピストン式ポンプからの混合気を自身の頂部側の吸
気弁の開時に受けるシリンダと、上記クランクシャフト
に直接結合されたタービンディスクと、上記タービンデ
ィスクを介して上記クランクシャフトに一体的に結合さ
れると共に上記シリンダの底部側の排気ポートよりの排
気を受けて駆動するタービンブレードとを有したことを
特徴としている。

（作　　用） 排気ポートの開放時に吸気弁が開いてシリンダ内の頂部
より吸気が流入し、下部より排気が流出し、しかも、各
シリンダは、クランクシャフトの１回転毎に、１度排気
タービンに向けて排気を排出することとなり、４サイク
ルと比べて排気回数の多い２サイクル機関より排気を受
けた排気タービンは比較的多い排気エネルギーをクラン
クシャフトに回転力として確実に伝達できる。

特に、タービンブレードがタービンディスクを介してク
ランクシャフトに一体的に結合されると機構の簡素化が
図られ、タービンブレードを介して回収した排気エネル
ギを効率良くクランクシャフトに伝達できる。

（実　施　例） 第１図に示した２サイクル内燃機関は直列４気筒の○Ｈ
Ｃガソリン機関（以後単にエンジンと記す）であり、特
に、クランクシャフト１の前端に排気タービン２を直結
し、クランクシャフト１に直動されるピストン式のポン
プ３を備える。

第１図、第８図に示すように、エンジンは中央にシリン
ダブロック５を、その上側にシリンダヘット６を、シリ
ンダブロック５の下側にオイルパン７を配置させ、これ
らを一体向に連結している。

シリンダブロック５内には４つのシリンダ８が前後方向
に列設され、前方の第１及び第２シリンダ８０１．８０
２と、後方の第３及び第４シリンダ８０３，８０４には
、それぞれ気化器９からの混合気をそれぞれに供給する
ためのピストン式ポンプ３，４が２つ対設される（第７
図参照）。即ち、前ピストン（以後単に前ポンプと記す
）３の吐出側は２つの管路を有し、第１、第２の各吸気
ポート９０１．９０２に連通される。同様に後ピストン
式ポンプ（以後単に後ポンプと記す。）４の吐出側は２
つの管路を有し、第３、第４の各吸気ポート９０３．９
０４に連通される。両ポンプは第３図、第５図に示すよ
うにカムシャフト１１に前チェーンドライブ系１０を介
して連結され、このカムシャフト１１は後チェーンドラ
イブ系１２を介してクランクシャフト１に連結され、こ
れら３者は同一角速度で回転駆動できる。

第１、第２シリンダ８０１，８０２の作動タイミングは
同一であり、第３、第４シリンダ８０３，８０４の作動
タイミングも同一であり、本エンジンの駆動形式は実質
的に２気筒機関と同一となり、両グループはクランク角
で１８０°のずれを持っている。

ここで４つのシリンダ８は同様の構造を有するため、こ
れらの内の第１シリンダを主に説明する。

第１シリンダ８０１及びこれに嵌挿されたピストン１３
はクランク角３６００毎に２サイクルの往復動機関の全
行程を完了すべく作動する。即ち、シリンダの頂部側で
あるシリンダヘッド６の吸気ポート９０１を吸気弁１４
により開閉し、シリンダの底部側にある排気ポート１５
をビス１−ン１３が開閉する。

吸気弁１４は弁ばね１６により閉弁力を受け、カムシャ
フト１１のカムにより閉弁力を受ける。弁ばね１６のば
ね力はエンジンの最大回転数（ここでは４０００ｒｐｍ
程度）に対応できる強度のものが選択される。

カムシャフト１１は４つのカムを備え。各カムは各シリ
ンダの間隔に略等しい間隔で配備され、第７図に示した
バルブタイミングで吸気弁１４を開閉させる。

第１シリンダの裾部には４つの排気ポート１５が形成さ
れ、エンジンの左右（第１図において表裏）の２つの排
気マニホールド（第４図参照）１７に各２つの排気ポー
ト１５が連通している。再排気マニホールドは第５図に
示すように、合流部１８で一体化され、排気タービンの
タービンノズル１９に連通されている。なお、排気ポー
ト１５はピストン１３により第７図に示すバルブタイミ
ングで開閉される。

第１シリンダの回りには冷却水の流動するウォータジャ
ケット２０が形成され、これはウォータポンプ２１を含
む冷却水循環系に連結されている。

第６図に示すように、前ポンプ３は前チェーンドライブ
系１０に駆動されるポンプのクランクシャフト２２と、
これに駆動されるポンプピストン２３と、ポンプシリン
ダ２４と、このシリンダに形成された吸気ポート２５と
、このポートに連通ずると共に気化器９に達する吸気管
２６（第４図参照）とで形成されている。　なお、第６
図中符号５１はポンプピストン２３の頂部より突出する
２つの円錐状の突部を示している。この突部は吸気ポー
ト９０１等に突入してポンプ圧縮比を向上すべく働く。

この前ポンプ３はそのピストン２３が吸気ポート２５を
閉鎖してから上死点に達する間Ｔ１では混合気を圧縮し
、これをエンジンの吸気ポート９０１，９０２に圧送す
る。ここでは機関のピストン１３が下死点後９０’の位
置でポンプのピストン２３が上死点Ｏ°に達するよう組
付けられている。即ち、ポンプの・ピストン２３は機関
のピストンより略９０°だけ先回りして回転している。

排気タービン２はクランクシャフト１の先端にタービン
ディスク２７と一体のタービン軸２８を一体結合してお
り、これらを遊嵌するタービンハウジング２９はシリン
ダブロック５の前壁にボルト止めされている。

ここではタービン軸２８とクランクシャフト１の先端と
が突き合わされ、タービン軸２８のボス部３０とクラン
クシャフト１に一体的に外嵌されたボス３１とがタービ
ンディスク２７を挾み、これら３者は一体的にボルト止
めされている。

タービン軸２８の前側とクランクシャフト１の先端の各
位置はタービンハウジング２９内の気密性確保のため、
シール材４５．４６により確実にシールされている。タ
ービンハウジング２９は高級鋳鉄製で渦巻き室４７はタ
ービンハウジング２９に形成されている冷却水の循環室
４８により冷却されている。この循環室４８は延出パイ
プ５１や図示しない水ホース類を介してエンジン本体側
の冷却水循環系に接続されている。

タービン＠２８の先端部はタービンハウジング２９側の
前軸受部５２に枢支され、その後側の軸受位置には環状
入水路３３と、環状出水路３４が並列形成されている。

ここで、環状入水路３３と環状出水路３４はエンジン本
体側の冷却水循環系側に連結されている。タービン軸２
８内には環状入水路３３に一端が連通ずる入水穴３５と
、環状出水路３４に一端が連通ずる出水穴３６が形成さ
れ、このうちの一方は入水管３７を介し、他方は出水管
３８を介してタービンディスク２７内の環状冷却室３９
にそれぞれ連通している。タービンディスク２７はその
外周部分に所定間隔でタービンブレード３２を順次溶接
し、インペラー（羽根車）■を形成している。しかも、
タービンディスク２７はその内部であって、各タービン
ブレード３２の根本部分に対抗する位置に環状冷却室３
９を形成し、タービンブレード３２の耐熱性の向上を図
っている。このため、タービンブレード３２の材料は耐
熱鋼としなくてもよく、ブレードとディスクを同一の高
級鋳鉄として両者の溶接を容易化することができる。

ここでインペラーＴのＷｆｌはピストンのストロークの
５倍程度として形成されており、周速度の高速化が図ら
れている。ここで各タービンブレード３２は１回転毎に
タービンノズル１９に対抗し、同ノズルの吹き出し方向
線Ｑと正対するよう構成されている。ここでタービンノ
ズル１９はこの部分の耐熱性を強化すべく耐熱鋼を用い
ても良く、ノズル用のウォータジャケット４８１を形成
しても良い。

なお第５図の符号５０はスチーム噴射ノズルを示してい
る。このノズルはタービンハウジング２９内のスチーム
発生部（図示せず）を介して水供給源にに連結されてい
る。ここでは水供給源側のポンプより調量され、タービ
ンの余熱でスチーム化された水は高温ガスにより燃焼さ
れ、排ガスの有害酸分を排除できる。

第３図に示すように、入水管３７と出水管３８は共にタ
ービン軸２８の外周の連結突部４０に耐熱ゴム管４１で
連結され、組立容易化が図られている。なお第３図中符
号４２は円盤状のカバーであり、タービンディスク２７
内の各部材の防熱板として働く。

クランクシャフト１の後端にはフライホイール４３が一
体結合される。なおこのエンジンはクランクシャフト１
にタービンディスク２７、ウェイト４４を一体結合して
おり、このクランクシャフト１の回転釣合や、回転トル
クの均一化を図る上で十分な慣性を備える。このため、
あえてフライホイールの大型化を図る必要性もなく、フ
ライホイール４３の小型化を図り易い。

このようなエンジンの作動を説明する。

気化器９からの混合気は前後のポンプ３，４に吸入され
、これに圧送されて第１、第２のシリンダ８０１，８０
２と、第３、第４のシリンダ８０３，８０４の各吸気ボ
ート９０１，９０２，９０３，９０４に向かう。各シリ
ンダでは２サイモ がなされる。

第１シリンダ８０１ではその上死点前の点火処理により
爆発燃焼行程にはいり、ピストンは降下し、約１１０°
で排気ポート１５を開く。これより２０°前、つまり、
上死点後９０°で前ポンプの圧縮行程Ｔ１が始まってい
る。排気行程は下死点後も続き、その８０’後に完了す
る。この間の下死点では吸気弁１４が開き、吸気ポート
の加圧混合気はシリンダ８０１の頂部側より流入する。

この時、排気圧は低下して下向きに流動を初めており、
シリンダ内ではその上より下側に混合気と排気とがスム
ーズに入れ替えられる。

下死点後８０°で排気ポートが閉じて、９０゜で吸気ポ
ート９０１が閉じる間は完全な過給がなされ、これに続
いて圧縮行程に入る。

ピストンが上昇して上死点前５°乃至１８°で再度点火
がなさ九、再度爆発行程に向かう。

排気行程で排気は排気マニホウルド１７よりタービンノ
ズル１９に達してタービンハウジング２９内のタービン
ブレード３２に向けて吹き出される。この時、タービン
ノズル１９によりしぼられた排気はその圧力エネルギー
を速度エネルギーに変換し、これをタービンブレード３
２を介して受けたクランクシャフト１がこの速度エネル
ギーを回転力（トルク）に変換して受は取る。このため
、このエンジンのクランクシャフト１は４つのピストン
より得られた回転力に加えて、タービンディスク２７側
より排気エネルギーに基づく回転力とを順次受け、複動
機関として回転力の増大を大幅に図ることができる。

このように本実施例のエンジンは出力増大を図れ、しか
も、従来の２サイクル内燃機関が問題としている掃気不
良による着火不良や、吹き抜けによる燃費の低下をも防
止でき、更に、吸気弁１４をカム駆動としたため、この
吸気弁の作動が安定化し、弁ばねの強化によりエンジン
の高速化にも十分対応できる。

更に、排気タービンのタービンディスク２７側をクラン
クシャフト１に直結したので構成の簡素化が図れ、ター
ビンブレード３２で受けたエネルギーの伝達ロスが少な
いという利点もある。

更に、タービンディスク２７内に冷却水の循環路を設け
たので、タービンディスク２７やタービンブレード３２
の耐熱性を確保し易く、これらの材質に自由度を持たせ
ることができる。

上述のところにおいて、エンジンは前後各２気筒ずつが
同一行程で駆動するものであったが、４気筒がそれぞれ
所定クランク角づつずれたタイミングで各行程を行って
もよい。この場合は４つのポンプを必要とした。なお、
本発明は４気筒以外のエンジンにもこれを適用できる。

上述のエンジンはそのクランクシャフト１に排気タービ
ン２を直結していたが、これに代えて、図示しないギヤ
列を介しクランクシャフト１と排気タービン２を連結し
ても良い。この場合、タービンディスクの回転速度の増
加によるタービン効率の向上を図りやすく、タービンデ
ィスクの外径を小型化し易くもなる。更に、上述の吸気
弁はカム駆動であったが、これに代えて、弁ばねの弾性
力と弁一体の差圧弁の受ける圧力差により弁本体の開閉
を制御するよう構成しても良い。

（発明の効果） 以上のように本発明による２サイクル内燃機関は排気タ
ービンにより本来廃棄されていた排気エネルギーをクラ
ンクシャフトの回転力に転換でき、熱エネルギーの回収
による出力向上を図れ、特に、４サイクル機関と比べて
排気回数の多い２サイクル機関に排気タービンを取付け
たために、クランクシャフト１回転毎に１気筒当たり１
度排気を排気タービンに加えることができ、本来廃棄さ
れていた排気エネルギーの回収効果が大きい。

更に、クランクシャフトに排気タービンを直接結合する
と、構成の簡素化を図れ、しかも、排気タービンの得た
回転力をロス無くクランクシャフト側に伝達できる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の１実施例としての２サイクル内燃機関
の正面方向の全体概略構成説明図、第２図は第１図の平
面方向の全体概略構成図、第３図は同上機関の側断面図
、第４図は同上機関のシリンダ位置での縦断面図、第５
図は同上機関の排気タービン位置での部分切欠断面図、
第６図は同上機関のポンプの断面図、第７図は同上機関
のバルブタイミング説明図である。 １・・・クランクシャフト、２・・・排気タービン、３
．４・・・ポンプ、５・・・シリンダブロック、８・・
・シリンダ１，１１・・・カムシャフト、１３・・・ピ
ストン、１４・・・吸気弁、１５・・・排気ポート、２
７・・・タービンディスク、３２・・・タービンブレー
ド、３９・・・環状冷どゝ＼ ♀ ム

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １、クランクシャフトの１回転により往復動機関の全行
   程を行う２サイクル内燃機関において、上記クランクシ
   ャフトと同一角速度でこのクランクシャフトにより回転
   駆動されて混合気を加圧するピストン式ポンプと、上記
   ピストン式ポンプからの混合気を自身の頂部側の吸気弁
   の開時に受けるシリンダと、上記シリンダの底部側の排
   気ポートよりの排気を受けて得た回転力を上記クランク
   シャフトに伝達する排気タービンとを有した２サイクル
   内燃機関。 ２、上記吸気弁は上記クランクシャフトに駆動されるカ
   ムシャフトにより開閉駆動されることを特徴とした特許
   請求の範囲第１項記載の２サイクル内燃機関。 ３、クランクシャフトの１回転により往復動機関の全行
   程を行う２サイクル内燃機関において、上記クランクシ
   ャフトと同一角速度でこのクランクシャフトにより回転
   駆動されて混合気を加圧するピストン式ポンプと、上記
   ピストン式ポンプからの混合気を自身の頂部側の吸気弁
   の開時に受けるシリンダと、上記クランクシャフトに直
   接結合されたタービンディスクと、上記タービンディス
   クを介して上記クランクシャフトに一体的に結合される
   と共に上記シリンダの底部側の排気ポートよりの排気を
   受けて駆動するタービンブレードとを有した２サイクル
   内燃機関。 ４、上記吸気弁は上記クランクシャフトに駆動されるカ
   ムシャフトにより開閉駆動されることを特徴とした特許
   請求の範囲第４項記載の２サイクル内燃機関。 ５、上記タービンディスクの上記タービンブレード取付
   部には冷却水の循環する冷却室が形成されたことを特徴
   とした特許請求の範囲第３項または第４項記載の２サイ
   クル内燃機関。