JPH0338410Y2

JPH0338410Y2 -

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Publication number: JPH0338410Y2
Application number: JP1985022571U
Authority: JP
Priority date: 1985-02-21
Filing date: 1985-02-21
Publication date: 1991-08-14
Also published as: JPS61140125U

Description

【考案の詳細な説明】［産業上の利用分野］本考案は、２サイクル往復運動内燃機関に関
し、同上の作動熱サイクル及び排気熱回収技術に
関する。

［従来の技術］本考案の２サイクル内燃機関と同一の技術分野
に属する内燃機関は、実開昭57−129926号公報、
特開昭55−43259号公報、特開昭59−60034号公報
に開示されており、参考として特開昭57−91323
号公報、特開昭57−116126号公報が挙げられる。
しかし、これらは技術分野を同一とするだけで、
本考案の内燃機関と原理が異なり、本考案のもの
は、新型の２サイクル内燃機関である。

［考案が解決しようとする問題点］一般的に云つて、従来の２サイクル機関は、ピ
ストン上昇行程にて、吸排気（掃気）と圧縮を同
時に行う為、掃気不良を伴う。又、掃気を行うた
めに、機械式のブロワを用いるため、機械損失が
増すとともに、排気過給等で吸気圧力を高めたと
しても、排気エネルギーの回収にはつながらな
い。

また、排気エネルギーの回収は、ボトミングサ
イクルの追加、ターボコンパウンド方式等で試み
られているが、これは従来の往復運動機関の外部
で排気エネルギーを回収するもので回収した有効
仕事の取り出し方（機械的な結合）、サイズ、効
率等に解決すべき問題を残している。

本考案は、２サイクル式機関をもとに、排気行
程と圧縮行程を分離し、圧縮機能を、主機のシリ
ンダ、ピストン機構から除外し、専用の圧縮機に
持たせことを基本とし、圧縮機より吐出された圧
縮空気に排気熱を回収し、機関の熱効率を高める
ことを目的とする。

また、本考案は、排気熱により、燃焼用の圧縮
空気を加熱し、温度を高めることで燃料の着火を
改善し、機関の最高作動圧力を下げ、騒音の低
減、機械的応力の軽減をはかり、ひいては摩擦損
失を軽減することを目的とする。

［問題点を解決するための手段］この目的に沿う本考案の２サイクル排気熱回収
機関は、シリンダ、該シリンダ内に往復運動可能
に設けられたピストン、ピストン上死点近傍で開
かれピストン下降行程中に閉じられる空気制御
弁、ピストン上昇行程中開放されておりピストン
上死点近傍で閉じられる排気弁、ピストン下降行
程の比較的初期に燃料を噴射する噴射タイミング
をもつ燃料噴射弁を備えた２サイクル往復運動内
燃機関から主機を構成し、該主機への高圧空気導
管に、主機の排気ガスにより駆動されるタービン
過給機の圧縮機、主機により機拡的に駆動される
容積型圧縮機、主機の排気ガス通路中に配置され
排気熱を受熱する熱交換器を直列に設けたものか
ら成る。

［作用］給気は、タービン過給機により排気エネルギを
回収して過給され、主機により機械的に駆動され
る圧縮機に至り該圧縮機によつて高圧とされ、熱
交換器に至り該熱交換器により排気熱の一部を回
収して予熱される。しかる後、給気は、主機に至
つて、ピストン上昇行程の排気行程後のピストン
上死点近傍で、空気制御弁からシリンダ内の燃焼
室に流入し、ピストン下降行程の比較的初期に燃
料噴射弁から燃料が噴射され、燃焼し、燃焼と燃
焼ガスの膨張によりピストンとクランク軸を介し
て有効仕事が主機から取出され、再びピストン上
昇行程となり排気弁が開かれて排気される。主機
のピストンは、通常の２サイクル機関と異なり空
気の吸入圧縮の仕事を行なわない。主機の仕事の
一部は前記圧縮機による空気の圧縮に消費され
る。また、圧縮機によつて高圧とされた高圧空気
の温度、圧力を排気熱との熱交換により高め、一
部膨張行程でシリンダ内へ噴射することで、排気
熱が回収される。

［実施例］以下に、本考案の２サイクル排気熱回収機関の
望ましい実施例を、図面を参照して説明する。

第１図に本機関の構成を、部分断面図と、ブロ
ツク図で示す。１は主機であり、通常の往復運動
式機関の構成を成している。即ち、シリンダライ
ナ１１を形成するシリンダブロツク、ピストン１
２、コネクテイングロツド１３、クランクシヤフ
ト１４によりシリンダライナ１１内をピストン１
２が往復運動する構造となつている。２１は、シ
リンダヘツドであり、排気マニホルド（熱交換器
ケーシングを兼ねる）３０、高圧空気マニホルド
４０を備えるとともに、排気及び高圧空気導管と
の連通開閉を制御する排気弁２４、給気弁（空気
制御弁）２２、および両弁を駆動するカム軸２
５，２３を備えている。２９は、シリンダ内へ燃
料を噴射する燃料噴射弁である。

５０は往復式の圧縮機であり、通常広く用いら
れている型式のものであり、吸入弁、吐出弁等詳
細は省略してある。圧縮機５０は、図記せる如
く、クランク５２、コネクテイングロツド５３に
よりピストン５１をシリンダ５４内に往復運動さ
せることによつて、空気の圧縮を行う。圧縮機５
０は、図においては、主機１の主軸１４から、ベ
ルト等の伝達手段１５を介して、圧縮機クランク
軸５２が回転されるように示されている。圧縮機
５０の駆動は、図示によらず、主機クランク軸１
４と一体の軸による駆動、歯車チエーン等他の伝
達手段による駆動、または主機クランク軸１４
と、継手を介して、同軸状に圧縮機クランク軸５
２を配設駆動する構造によつてもよい。圧縮機５
０の駆動は、主機１の排出容量と圧縮機５０の吐
出容量に依存するとともに、機関のレイアウトに
よつても自由に選択さるべきものである。

４９はタービン過給機であり、４１，４２，４
３，４４，４６は主機給気側の導管、３１，３３
は、主機排気側の導管である。また、３２は排気
タービン、４５は遠心式の低圧圧縮機である。

４２は熱交換器を示しており、主機１の排気マ
ニホルド３０に設けられ、排気ガスと主機１に供
給される圧縮機５０からの高圧空気との間の熱交
換を行なう。

タービン過給機４９、圧縮機５０、熱交換器４
２は、主機１に向つてこの順で、主機１への高圧
空気導管の途中に設けられる。

つぎに、本考案の作動を説明する。

第１図は、主機１のピストン１２が上死点位置
にある状態を示し、給気弁２２が開放直後の状態
にある。作動ガスである空気は、導管４６より吸
入され、過給機４９の圧縮機４５で、低圧加圧さ
れ、往復型圧縮機５０へ導管４４を介し導入され
る。この際、過給機４９による空気加圧度は、導
入大気に対し、通常大気圧〜10Kg／cm²abs.程度で
ある。過給機４９は主機１の排気流量が小さい場
合は、ほとんど加圧能力を持たない。しかし、通
常の過給機関で使用されている吐出圧よりは、高
い吐出圧で使用してよい。

次に往復型圧縮機５０は導入された低圧空気を
ピストン５１の圧縮作用により、加圧し、高圧空
気を吐出する。この際の空気圧は、機関の使用に
より適宜設定されてよいが、主機１内での燃焼等
を考慮すれば、30〜60Kg／cm²abs.が適当である。
この際加圧空気の温度は、圧縮により、300〜600
℃程度に上昇する。この加圧空気は、導管４３，
４２，４１を通り、給気用マニホルド４０へ供給
される。

導管は、４２の部分で排気マニホルド３０内を
通るが、ここで排気熱により加熱される構造を成
しており、導管４２，４１，４０の間で加圧空気
はさらに圧力・温度を高めることとなる。なお、
給気及び排気マニホルド４０，３０、さらに各導
管４３，４１は外部への熱放散を防ぐ為、断熱さ
れている。

給気カム２３の回動により、給気弁２２が開放
されると前記の給気マニホルド４０から、高圧空
気が、主機１のシリンダ１１内へ噴射される。こ
のとき、主機シリンダ１１内は、排気行程を終了
した段階であり、圧力は、大気圧ないし、排気マ
ニホルド３０内の残留圧に近い状態にある。従つ
て、高圧に加圧された空気は容易にシリンダ１１
内へ圧力が平衡するまで流入する。

主機シリンダ１１内で燃焼・膨張を終えた作動
ガスは、カム２５の回動にともなう排気弁２４の
開放と、ピストン１２の上昇により、排気マニホ
ルド３０へ排出される。排出ガスは、マニホルド
３０内で前述の如く、給気への熱放出後、導管３
１を経て、過給機４０のタービン３２へ導かれ、
圧縮機４５を駆動する。タービン３２で膨張を終
えた排気ガスは導管（排気管）３３を通り大気へ
放出される。

次に、第２図をもとに、主機１内での作動行程
を説明する。第２図のイは、排気行程を示す。な
お、クランク１４は右回転である。排気弁２４は
開放位置にあり、クランク１４の回転により、ピ
ストン１２が上昇し既燃ガスをシリンダから排出
する。ロはピストン１２が上死点近傍まで上昇
し、排気弁を閉じた状態を示す。吸気弁２２が開
放され高圧空気が、この時点よりシリンダ１１内
へ噴出し始める。（図中の矢印は空気ガス、噴霧
の流れを示す。）ハは、クランクが更に右回転し、
噴射ノズル２９から、燃料が噴射され始めた状態
を示す。吸気弁２２の開放は続いており、高圧空
気はシリンダ１１内へ流入し続けている。高圧空
気は、前述の圧縮機５０で加圧されたもので、主
機シリンダ１１内で膨張を始めるが、既に圧縮機
５０で圧縮仕事を伴なつている為、主機１で膨張
し、ピストン１２に作用しても有効仕事とはなら
ない。しかし、前述したように排気マニホルド３
０内で、排気ガスのエネルギーを回収し、空気そ
れ自身が昇圧、加熱されたエネルギーは、主機ク
ランク１４を介して、有効な仕事として取り出せ
る。このように、上死点以降、シリンダ１１内へ
噴射されピストン１２の下降行程で、ピストン１
２を介し、回転軸に作用する高圧空気のなす余剰
仕事によつて、排気熱は、有効仕事に回収され
る。

ニは、給排気弁２２，２３とも閉じられ、噴射
燃料が燃焼し、燃焼ガスが膨張すると共にピスト
ン１２が下降する過程である。この行程により機
関は、仕事（回転力）を発生する。なお、燃焼
は、高圧給気のシリンダ内噴射により十分な空気
流動が得られているので、燃料と空気の混合は本
来良好であり、燃料の噴射とともに迅速に完結す
る。この際、給気弁あるいは導入路に空気に旋回
運動を与える事も容易である。又、噴射された燃
料は、自己着火により、燃焼を開始するが、前述
の如く、空気の圧縮および排気熱の回収により空
気は燃料の着火温度以上の温度となつているので
問題ない。ニの行程の終端（下死点）にて膨張は
終結し、イの排気行程へ移り、サイクルが繰り返
される。

以上のように、ピストンの上昇、下降の２行程
にて、１サイクルは完了する。

第３図、イ，ロは、各々、主機１および往復式
圧縮機５０のPV線図を示す。

イに示す主機１のPV線図は、従来の往復式内
燃機関のように圧縮行程を持たない為、ａ→ｂの
間は、既燃ガスの排気のみ行う。従つて、この間
で圧力上昇はなく、圧力はほぼ大気圧P₀に近い
値なる。点ｂで排気弁が閉じ給気弁が開くと、高
圧空気がシリンダ内へ流入し、圧力は上昇する。
尚、Vcは上死点時のスキマ容積、Vhはピストン
の行程容積である。点ｃにおいて、シリンダ１１
内は給気圧P¹に達する。さらに点ｄまでは、燃
焼が開始されず、給気の流入が続く。ｃ〜ｄ間
は、給気圧P¹で等圧の為、ピストン下降分だけ
給気は流入する。点ｄにて、給気弁２２が閉じ燃
焼が開始される。燃焼過程は、点ｄ→ｅ→ｆ間で
あり、燃料発熱量Qfがシリンダ１１内へ供給さ
れる。図では、ｄ→ｅ間を等容、ｅ→ｆ間を等圧
で示しているがこの過程は、燃料の噴射等で変化
させ得る。ｆ→ｇ間は、断熱膨張の行程である。
従来機関ではｆ→ｇ間の容積比、即ち、膨張比
が、機関圧縮比によつてほぼ決定されるのでま
た、過度に高い圧縮比は、最高圧力を高める為、
制約を受け易い。しかし、本件の場合、最高圧
（図ではP²）は、給気圧により制御し得るため、
比較的大きな膨張比、即ち、Vhを大きくし、
（Vh＋Vc）／Vcを大きくする事が可能となり、
熱効率を高める事が出来る。

点ｇにおいて、膨張行程が完了し、排気弁２４
の下方によつて、既燃ガスのブローダウンが生
じ、点ａへ戻りサイクルが完結する。

ロは、圧縮機５０の熱サイクルを示すPV線図
である。点ａ→ｂで空気は断熱圧縮され、ｂ→ｃ
間で高圧（P¹′）を吐出する。ｃ→ｄ間は、圧縮
機５０の上死点スキマに残存する空気の膨張であ
り、ｄ→ａ間で空気の等圧吸入が行なわれる。Ｘ
本考案ではｂ→ｃ間で等圧吐出される空気に排気
熱Q′exが加わる為、空気はP¹′からP¹へ昇圧され
る。（Ａ点）、従つて、イで必要とする一定P¹を
得るには、ロの圧縮機５０で、Q′ex即ち排気か
らの熱回収を高めることで、P¹′を下げ、圧縮機
仕事を軽減することが出来る。Ｙ第１図に示す、
排気過給機を用いた場合、排気エネルギーによ
り、圧縮機の吸入圧を高めることが出来る。ロの
Psは、過給機の吐出圧であり、この場合、圧縮
機のサイクルは、a′→ｂ→ｅ→d′→a′でよく、圧
縮機仕事を軽減できる。Ｘ，Ｙは、本考案の持つ
利点であり、機関熱効率の改善に大きく寄与す
る。

第４図は、圧縮機５０と、排気熱交換部４２の
詳細を召す。本図により、上記の作動を更に詳細
に説明する。５０は、往復式の圧縮機であつて、
前記のようにピストン５１、コネクテイングロツ
ド５３、ライナ５４、および図示しないクランク
軸により作動する。図において、ピストン５１は
下降状態にあり、吸気の行程を示している。この
とき、吸気弁５５は、（ライナ上端部に配設され、
円環状を成す）ライナ上端に接し、給気の導入管
４４とシリンダ間を開放し、空気を吸い込む。こ
のとき、吐出弁５６は、バネ５７の付勢力によつ
て閉止されている。ピストン５１が上昇し、空気
が圧縮され、吐出弁５６のバネ５７による吐出設
定圧を上回ると吐出弁５６は開放され、高圧空気
を給気導管４３へ吐出する。６０は逆止弁であ
り、熱交換部４２からの空気逆流を防止する。給
気導管４２は図示するように熱交換を容易に行う
形状をなし、排気マニホルド３０内へ配設されて
いる。導管４２部で加熱・加圧された給気は導管
４１へ吐出され、主機１の給気弁２２へ供給され
る。バイパス弁６１は導管４２での圧力が過大と
なつた場合、圧縮機５０の低圧導管４４へ、高圧
ガスを開放する。いうまでもなく、熱交換部外周
は、外部への熱散逸を防止すべく断熱材７０によ
つて遮熱されている。前記の給気導管部４３，４
２，４１の流路総容積は、圧縮機５０からの吐出
圧の脈動を低減するが、反面、容積が過大である
と、機関起動時の昇圧時間の増大を招く。従つ
て、脈動の許容される範囲内で容積を最小に設定
する必要がある。

［考案の効果］本考案の２サイクル排気熱回収機関によるとき
は、次の効果が得られる。

(1) ２サイクル動作させる事により、排気量当り
の軸トルク（出力）を４サイクル機関よりも高
める事が出来る。

(2) 圧縮機能を主機より分離することと、排気熱
を給気に回収することにより着火条件を改善で
きる為、従来のデイーゼル機関よりも作動最高
圧力を低減できる。又一方で、主機の膨張比を
高くできる。

(3) 排気熱を主機の膨張行程にて、作動ガスに回
収できる為、熱効率を高める事が出来る。

(4) ２項に記した項目により、従来機関よりも熱
効率の改善（軸受荷重の低減と膨張比の増大）
と騒音（最高圧力の低減による）の低減が得ら
れる。

(5) 熱排気過給機を、機械式圧縮機の上流（吸込
み側）に設置することで、機械式圧縮機の圧縮
仕事を軽減し熱効率を改善できる。

(6) 主機シリンダ内への空気供給を高圧の空気噴
射で行う為シリンダ内作動ガス（空気）に強力
な流動、乱れを与えることが出来、燃料と空気
の混合を促進できるため、燃焼速度および熱燃
効率の改善が得られ、高出力高熱効率を実現で
きる。

【図面の簡単な説明】

第１図は、本考案の一実施例に係る２サイクル
排気熱回収機関における主機断面およびシステム
のブロツク図、第２図イ，ロ，ハ，ニは、第１図
の機関の作動行程を説明する模式図、第３図イ，
ロは、第１図の機関の熱サイクルを示すPV線図、
第４図は、第１図の機関の部分詳細を示す断面
図、である。１……主機、１１……シリンダ、１２……ピス
トン、２２……空気制御弁、２４……排気弁、２
９……燃料噴射弁、４２……熱交換器、４５……
タービン過給機の圧縮機、４９……タービン過給
機、５０……圧縮機。

Claims

【実用新案登録請求の範囲】

シリンダ、該シリンダ内に往復運動可能に設け
られたピストン、ピストン上死点近傍で開かれピ
ストン下降行程中に閉じられる空気制御弁、ピス
トン上昇行程中開放されておりピストン上死点近
傍で閉じられる排気弁、ピストン下降行程の比較
的初期に燃料を噴射する噴射タイミングをもつ燃
料噴射弁を備えた２サイクル往復運動内燃機関か
ら主機を構成し、該主機への高圧空気導管に、主
機の排気ガスにより駆動されるタービン過給機の
圧縮機、主機により機械的に駆動される容積型圧
縮機、主機の排気ガス通路中に配置され排気熱を
受熱する熱交換器を直列に設けたことを特徴とす
る２サイクル排気熱回収機関。