JPH0533697Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 この考案は２サイクルエンジンの排気装置の改
良に関する。

〔従来の技術〕

従来より、２サイクルエンジンでは、シリンダ
に連通する排気通路内に上下動可能にバルブを設
け、このバルブの移動量によつて、排気ポートの
開度を低速時には小さくし、あるいは高速時には
大きくして、排気ポートの断面積をエンジンの回
転速度に見合つたものとすることにより、出力の
向上をはかつている（たとえば、特開昭63−
173817号参照）。ここで、これまでの２サイクル
エンジンの排気装置の排気ポート部分の構造を模
式的に表した第４図について説明すると、シリン
ダ１１内に連通する主排気通路２２内に主バルブ
３３が上下動可能に配装されたものであつて、こ
の主バルブ３３の上下動によつてエンジンの回転
速度に対応した排気を行いうるような排気ポート
４４の断面積を得ようというものである。そし
て、この排気ポート４４の断面積をエンジンの回
転速度に見合つたものにすることにより、シリン
ダ１１内で爆発燃焼し膨張した燃焼ガスを排気ガ
スとして上記排気ポート４４から主排気通路２２
内に流入させて排出できるようにしたものであつ
て、これによりエンジンの回転速度に応じた出力
の向上がはかられるようになつている。ちなみ
に、エンジンの高速回転時には第５図ａに示すよ
うに、主バルブ３３を上動して排気ポート４４を
一杯に開度させてその断面積を大きくし、また、
低速回転時には第５図ｂに示すように、主バルブ
３３が下動させて排気ポート４４の開度を制限す
ることにより、その断面積を狭くすることによつ
て、エンジンの回転速度に見合つた排気ポート４
４の断面積が得られるようになつている。

〔考案が解決しようとする課題〕

しかしながら、上記の従来の２サイクルエンジ
ンの排気装置によれば、特に、低速回転時に主バ
ルブ３３の両端部と主排気通路２２の内壁との間
に隙間５５ａ，５５ｂが奥行方向に直線状に存在
するが、排気ガスが高圧ガスであるので主排気通
路２２内のみならず、同時にその一部が上記隙間
５５ａならびに５５ｂ内へも流入することにな
る、いわゆる「ガス漏れ現象」である。いうまで
もなく、２サイクルエンジンにおけるエンジンの
出力の向上は排気ポート４４の断面積がエンジン
の回転速度に見合つた大きさでかつ「ガス漏れ現
象」を極力少なくすることにより達成されるもの
であるから、主排気通路２２内で上下動して排気
ポート４４の断面積の大きさを決定する主バルブ
３３のバルブ効果が要求される。したがつて、上
述のように、主排気通路２２と主バルブ３３との
間に存在する隙間５５ａならびに５５ｂからのガ
ス漏れ現象があると、主バルブ３３のバルブ効果
が充分に発揮できなくなつて、エンジンの出力向
上の点からみて不都合であつた。

この考案は上述の課題に鑑みてなされたもので
あつて、主排気通路の両側内壁と主バルブの両端
部との間に存在する隙間からのガス漏れ現象が実
質的にほとんど無視でき、これによつて主排気通
路内における主バルブのバルブ効果が充分に発揮
され、結果的にエンジンの出力向上をはかること
ができる２サイクルエンジンの排気装置を提供す
ることを目的とする。

〔課題を解決するための手段〕

上記の目的を達成するため、この考案はシリン
ダに連通する主排気通路内で主バルブを上下動さ
せることによりエンジンの回転速度に応じた主排
気通路のポート断面積が得られるようにした２サ
イクルエンジンの排気装置において、主排気通路
をその間口寸法に比べ内部幅寸法が幅広となるよ
うに段差を付けて形成するとともに主バルブを上
記排気通路の内部形状と略相似に形成したことを
特徴とする。

〔作用〕

この考案の特徴によれば、エンジンの回転速度
に応じて主バルブが主排気通路内を上下動してそ
の垂直面に対して上部〜下部寄りに位置させら
れ、排気ポートの断面積がエンジンの回転速度に
見合つた大きさとなる。つまり、高速回転の時に
は上部寄りに位置してポート断面積が大きく、ま
た、低速回転の時には下部寄りに位置してポート
断面積が小さくなる。そして、エンジンの回転時
にシリンダ内から発生する高圧の排気ガスのほと
んどはシリンダに連通する排気ポートから主排気
通路内へ排出されるが、同時に排気ガスの一部は
主排気通路と主バルブとの間に存在する隙間内に
も流入する。この隙間は直線状に存在するもので
はなく、段差が付けられて曲折したものであるの
で、隙間内に流入した排気ガスは直進することな
く、何度か主バルブの段差部や主排気通路の内壁
に衝突してその運動エネルギーを急速に失つて勢
いがなくなる。このように勢いがなくなつた排気
ガスは主排気通路内へ流入してストレートに排出
される高圧の排気ガスに比べると、格段にその排
出速度が遅くなつて隙間内でやや停滞気味となつ
て、これが隙間内における一種にシーリング効果
をもたらす結果となる。このような隙間内におけ
るシーリング効果により「ガス漏れ現象」が実質
的にほとんど無視できる状態となる。したがつ
て、シリンダ内から排気ポートへ流入した排気ガ
スの排出は事実上、主排気通路のみから行われる
ことになつて、主バルブによるバルブ効果、特
に、低速回転時におけるバルブ効果が充分に発揮
されることになつて、エンジンの出力向上に資す
るところが大きい。

〔実施例〕

つぎに、この考案の一実施例を添付図面にもと
づいて説明する。

２サイクルエンジンの排気装置の要部を模式的
に表した断面図である第１図において、シリンダ
１の一側壁にはシリンダ１内からの排気ガス（燃
焼ガス）を外部へ排出するための主排気通路２が
連通状態に形成されている。また、４は排気ポー
トであつて、上記主排気通路２内に上下動可能に
配装された主バルブ３の上下動によつてこの排気
ポート４の断面積を可変しうるようになつてい
る。すなわち、主バルブ３を上動させて排気ポー
ト４を完全に開放すれば、排気ポート４の断面積
が大きくなる。この状態は第２図ａに示すように
エンジンの高速回転時に対応する。また、主バル
ブ３を下動させて排気ポート４の一部を閉塞すれ
ば、同排気ポート４の断面積が小さくなる。この
状態は第２図ｂに示すようにエンジンの低速回転
時に対応する。要するに、エンジンの低速回転時
の、主排気通路２内における主バルブ３の位置を
示す第２図ｂから明らかなように、主バルブ３の
存在によつて排気ポート４の断面積は高速回転時
に比べ幾分狭くなつている。

そして、上記の主排気通路２はその間口寸法ｌ
に比べ内部幅寸法ＬがＬ＞ｌの関係となつて幅広
となるように段差５ａ，５ｂが付けられており、
主バルブ３の外観形状も主排気通路２の内部形状
に相似小に形成され、段差６ａ，６ｂが付けられ
ている。なお、図示のものでは主排気通路２なら
びに主バルブ３の段差部分近傍はいずれも角張つ
ているが、必ずしもこれに限定されるものでな
く、たとえば、段差部分近傍の角部がアール状に
形成されたものでもよい。

このように、主排気通路２内に主バルブ３が適
宜の公知手段によつて上下動可能に配装されてい
るが、主排気通路２と主バルブ３との間には加工
精度上の問題や製作誤差によつて僅かな隙間７
ａ，７ｂが存在する。したがつて、この左右一対
の隙間７ａ，７ｂにも上記の段差５ａ，５ｂと段
差６ａ，６ｂによつて結果的にできる隙間段差８
ａ，８ｂを有している。

また、主バルブ３は図示しないが、取付ピンを
支点として回動する回動タイプ、あるいは取付軸
の回転によつて回転して排気ポートの断面積を規
制する回転タイプ、上下方向に平行移動すること
によつて排気ポートの断面積を規制する上下スラ
イドタイプなどの種々のものがあるが、特に、限
定されるものではない。

なお、上記実施例では便宜上、補助排気通路を
設けない２サイクルエンジンについて説明した
が、補助排気通路を設けた２サイクルエンジンに
ついてもこの考案を適用できることはいうまでも
ない。

つぎに、上記構成の動作について説明する。

まず、エンジンの低速回転時には主バルブ３が
下動して、主バルブ３は排気ポート４の断面積が
狭くなつて低速回転に見合つた小さなものとな
る。このような状態のもとで、シリンダ１内の排
気ガスが上記排気ポート４から主排気通路２内へ
流入すると、排気ガスの一部は主排気通路２と主
バルブ３との間に存在する隙間７ａ，７ｂ内へも
同時に流入することになる。この隙間７ａ，７ｂ
内に流入した排気ガスは従来のように直進して排
出されることなく、第３図の矢印で示すように、
何度か曲折して排出されることになる。つまり、
第３図に示す隙間７ａでいえば、排気ガスの一部
はまず、流路R₁に入り込み、主バルブ３の段差
６ａに衝突する。ついで、流路R₂に流入して主
排気通路２の側壁９に衝突する。続いて、流路
R₃に流入して排出される。したがつて、排気ガ
スの運動エネルギーやガス圧は度々の衝突によつ
てかなり低減し、排出速度が著しく低下する。こ
の排出速度が低下した排気ガスは主排気通路２の
中央を流れる排気ガスに比べて隙間７ａならびに
７ｂ内にて停滞気味となつて、結果的に隙間７ａ
ならびに７ｂに対するシーリング作用を発揮する
ことになる。このシーリング作用によつて前記隙
間７ａならびに７ｂからのガス漏れ現象は従来の
場合に比べてほとんど無視できうる程度となる。
極言すれば、シリンダ１内からの排気ガスはガス
漏れ現象を起こすことなく主排気通路２からのみ
排出されることになるので、排気ポート４の断面
積の可変を規制する主バルブ３のバルブ効果が充
分に発揮されて、エンジンの出力の向上に資する
ところが大きい。

この考案は上記実施例のように構成されている
ので、特に、エンジンの低速回転時に主排気通路
内の主バルブを下動して排気ポートの断面積を小
さく絞り込んだ場合に主排気通路と主バルブとの
間に存在する隙間からのガス漏れ現象がエンジン
の出力に影響を与えない程度に無視できるので、
結果的に主バルブのバルブ効果が発揮されること
になる。したがつて、エンジンの低速回転時にシ
リンダ内から発生した排気ガスを低速回転に見合
つた断面積となつた排気ポートの主排気通路から
のみ排出されることになつて、エンジンの出力の
向上がはかれる。また、主バルブはその前部（間
口寸法）に比べ後部（内部幅寸法）が幅広である
ので、主バルブを大きくでき、少しの上下移動量
で排気ポートの下流側の主排気通路の断面積も大
きく変化させることができる。さらに、主排気通
路や主バルブの段差は図示の実施例では一つの段
差の場合を例示したが、複数の段差が階段状に形
成されて迷路形状としてもよく、この場合、ある
程度の構造の複雑化は否めないが、より大きなバ
ルブ効果が期待できると考えられる。

〔考案の効果〕

以上説明したように、この考案によれば、主バ
ルブによる排気ポートに対するバルブ効果が充分
に発揮できるので、エンジンの低速回転時の出力
低下のおそれもなく、また、主排気通路と主バル
ブのみの設計変更によつてバルブ効果をあげてエ
ンジンの出力向上をはかることができるので、エ
ンジンの構造が複雑化するおそれもない。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの考案の２サイクルエンジンの排気
装置の要部を模式的に表した断面図、第２図ａは
同じく高速回転時の排気ポートを模式的に表した
正面図、第２図ｂは同じく低速回転時の排気ポー
トを模式的に表した正面図、第３図は第２図ｂの
低速回転時における排気ガスの流れ状況を模式的
に表した拡大断面図、第４図は従来の２サイクル
エンジンの排気装置の要部を模式的に表した断面
図、第５図ａは同じく高速回転時の排気ポートを
模式的に表した正面図、第５図ｂは同じく低速回
転時の排気ポートを模式的に表した正面図であ
る。 １……シリンダ、２……主排気通路、３……主
バルブ、４……排気ポート、５ａ，５ｂ……段
差、６ａ，６ｂ……段差、７ａ，７ｂ……隙間、
Ｌ……内部幅寸法、ｌ……間口寸法。

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】
1. シリンダに連通する主排気通路内で主バルブを
   上下動させることによりエンジンの回転速度に応
   じた主排気通路のポート断面積が得られるように
   した２サイクルエンジンの排気装置において、主
   排気通路をその間口寸法に比べ内部幅寸法が幅広
   となるように段差を付けて形成するとともに主バ
   ルブを上記排気通路の内部形状と略相似に形成し
   たことを特徴とする２サイクルエンジンの排気装
   置。