JPH0742863B2 - 四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御するための方法 - Google Patents
四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御するための方法Info
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- JPH0742863B2 JPH0742863B2 JP61169663A JP16966386A JPH0742863B2 JP H0742863 B2 JPH0742863 B2 JP H0742863B2 JP 61169663 A JP61169663 A JP 61169663A JP 16966386 A JP16966386 A JP 16966386A JP H0742863 B2 JPH0742863 B2 JP H0742863B2
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- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
- F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
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- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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- F02B1/02—Engines characterised by fuel-air mixture compression with positive ignition
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- F02B75/02—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke
- F02B2075/022—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle
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- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
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- Combustion & Propulsion (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Supercharger (AREA)
- Valve Device For Special Equipments (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は各シリンダへの過給及び直接燃料噴射を用いた
四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御する
ための方法に係り、その際各シリンダは少くとも１つの
入口弁（吸入弁）及び１つの排気弁を結合し、該方法は
各シリンダに関して、排気掃気行程中に弁を開放保持す
るに加えて、各作動サイクルの間に二次的（for a seco
nd time）に排気弁を開くものである。
四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御する
ための方法に係り、その際各シリンダは少くとも１つの
入口弁（吸入弁）及び１つの排気弁を結合し、該方法は
各シリンダに関して、排気掃気行程中に弁を開放保持す
るに加えて、各作動サイクルの間に二次的（for a seco
nd time）に排気弁を開くものである。
内燃ピストン機関は長年、極めて信頼できる動力源に開
発されて来たが、最も効果的なこの種のピストン機関は
ディーゼルエンジンである。最近の10年間にディーゼル
エンジンを重量及び出力に関して、また設備容積に関し
て、オットーサイクルエンジンとの競争に対抗しうるよ
うに努力がなされている。さらに近年において、前進的
なより高い要求が騒音値及び排気ガスの放出に置かれて
きた。これらの要求は将来さらに大きくなり、自動車に
ディーゼルエンジンを今後も継続的に使用することに対
して脅威を構成するものである。危険な成分含有量を有
する排気ガスはエンジン中の燃料によって発生する。そ
の結果として、エンジン出力を変えずに、すなわちより
高い熱効率で、より少ない燃料を消費することに努力す
べきであり、且つ低いエンジン負荷において排気ガス中
の酸化窒素の放出を減ずるために、できる限り低い温度
で燃焼過程を行なうべきである。
発されて来たが、最も効果的なこの種のピストン機関は
ディーゼルエンジンである。最近の10年間にディーゼル
エンジンを重量及び出力に関して、また設備容積に関し
て、オットーサイクルエンジンとの競争に対抗しうるよ
うに努力がなされている。さらに近年において、前進的
なより高い要求が騒音値及び排気ガスの放出に置かれて
きた。これらの要求は将来さらに大きくなり、自動車に
ディーゼルエンジンを今後も継続的に使用することに対
して脅威を構成するものである。危険な成分含有量を有
する排気ガスはエンジン中の燃料によって発生する。そ
の結果として、エンジン出力を変えずに、すなわちより
高い熱効率で、より少ない燃料を消費することに努力す
べきであり、且つ低いエンジン負荷において排気ガス中
の酸化窒素の放出を減ずるために、できる限り低い温度
で燃焼過程を行なうべきである。
過給は、与えられた寸法の内燃ピストン機関の出力を増
加する目的で長年用いられてきた。過給は実際上もっぱ
らタービンを有するターボ圧縮機の使用を含み、該ター
ビンはエンジンの排気ガスで駆動され、また順次内燃機
関の入口に過圧空気を供給するための圧縮機を駆動す
る。次第に高くなる出力の要求は次第に高まる過給圧力
を用いることによって満たされ、該過給圧力は現代の高
効率のターボ圧縮機によって、排気系統中よりも高い圧
力をエンジンの入口系統に与える。この圧力の差は負荷
の増加と共に、すなわち排気温度の増加と共に増加す
る。このことは、定圧原理に従って過給が適用される場
合に高い過給圧力においてなおさらに強調される。排気
系統中の圧力パルスはそれと共に小さく存在する。
加する目的で長年用いられてきた。過給は実際上もっぱ
らタービンを有するターボ圧縮機の使用を含み、該ター
ビンはエンジンの排気ガスで駆動され、また順次内燃機
関の入口に過圧空気を供給するための圧縮機を駆動す
る。次第に高くなる出力の要求は次第に高まる過給圧力
を用いることによって満たされ、該過給圧力は現代の高
効率のターボ圧縮機によって、排気系統中よりも高い圧
力をエンジンの入口系統に与える。この圧力の差は負荷
の増加と共に、すなわち排気温度の増加と共に増加す
る。このことは、定圧原理に従って過給が適用される場
合に高い過給圧力においてなおさらに強調される。排気
系統中の圧力パルスはそれと共に小さく存在する。
より高い熱効率を得るための試みは既に行なわれてい
る。ルドルフディーゼル（Rudolf Diesel）自身は動力
又は作動行程中の完全な膨張及び一定圧力における排気
ガスの爆発を考えていた。このことはアトキンソン（At
kinson）によって追求された。アトキンソンサイクルの
理論的熱効率は今日用いられているサイクル過程の効率
よりも約25％高いが、その際排気弁が開かれる時に排気
ガスは比較的高い圧力を有し、一定容積においてサイク
ル中の圧力の減少を起こす。過給したエンジンの場合
に、ターボ圧縮機中で最大限に膨張を続けることを許す
ように努力がなされ、それは、もし損失なしに達成する
ことが可能であれば、アトキンソンサイクルの効率と等
しい、内燃ピストン機関及びタービンに対する共通の効
率を生ずる結果となる。このことは実際上十分に達成で
きない。なかんずく、たとえ改良された効率が得られる
とはいえ、最初は排気弁を横ぎる排気流が臨界流で遂行
されるからである。アトキンソンサイクルの１つの欠点
は、作動サイクル中に発生されたエネルギーは所望の熱
効率が機械的効率の低下によって妨げられるほど小さい
ことである。それ故に、アトキンソンサイクル中は、実
地適用の見地から今日まで魅力が少なかったのである。
る。ルドルフディーゼル（Rudolf Diesel）自身は動力
又は作動行程中の完全な膨張及び一定圧力における排気
ガスの爆発を考えていた。このことはアトキンソン（At
kinson）によって追求された。アトキンソンサイクルの
理論的熱効率は今日用いられているサイクル過程の効率
よりも約25％高いが、その際排気弁が開かれる時に排気
ガスは比較的高い圧力を有し、一定容積においてサイク
ル中の圧力の減少を起こす。過給したエンジンの場合
に、ターボ圧縮機中で最大限に膨張を続けることを許す
ように努力がなされ、それは、もし損失なしに達成する
ことが可能であれば、アトキンソンサイクルの効率と等
しい、内燃ピストン機関及びタービンに対する共通の効
率を生ずる結果となる。このことは実際上十分に達成で
きない。なかんずく、たとえ改良された効率が得られる
とはいえ、最初は排気弁を横ぎる排気流が臨界流で遂行
されるからである。アトキンソンサイクルの１つの欠点
は、作動サイクル中に発生されたエネルギーは所望の熱
効率が機械的効率の低下によって妨げられるほど小さい
ことである。それ故に、アトキンソンサイクル中は、実
地適用の見地から今日まで魅力が少なかったのである。
内燃ピストン機関に過給するためのターボ圧縮機の急速
な発達は、それらの耐久性及び信頼性に置かれた要求の
見地から、公知のエンジンに使用できないような高い過
給圧力で過給することを可能にした。しかしこれらの高
い過給圧力はアトキンソンサイクルにおけるエネルギー
効率を増大する。このことは高い熱力学的効率が摩擦損
失によって影響されることが少く、従って比較的高い総
合効率が得られることを意味する。
な発達は、それらの耐久性及び信頼性に置かれた要求の
見地から、公知のエンジンに使用できないような高い過
給圧力で過給することを可能にした。しかしこれらの高
い過給圧力はアトキンソンサイクルにおけるエネルギー
効率を増大する。このことは高い熱力学的効率が摩擦損
失によって影響されることが少く、従って比較的高い総
合効率が得られることを意味する。
以前に示唆されたことは、各作動サイクルの間に排気弁
を２度開き、２回目の排気弁の開放はエンジンの吸込サ
イクルの後段中に行うことによって、内燃機関の最大出
力を上昇でき、且つターボ圧縮機に対する作動状態を改
善できることである。かような提案は、例えばEP−Al−
0075502において行われている。この場合に、吸込スト
ローク中の下部死点（下死点）位置にピストンが位置し
ている時に排気弁が開かれ、従ってシリンダからの空気
が排気系統中に流出してターボ圧縮機へのガスの量が増
加する。
を２度開き、２回目の排気弁の開放はエンジンの吸込サ
イクルの後段中に行うことによって、内燃機関の最大出
力を上昇でき、且つターボ圧縮機に対する作動状態を改
善できることである。かような提案は、例えばEP−Al−
0075502において行われている。この場合に、吸込スト
ローク中の下部死点（下死点）位置にピストンが位置し
ている時に排気弁が開かれ、従ってシリンダからの空気
が排気系統中に流出してターボ圧縮機へのガスの量が増
加する。
本発明の目的は、達成すべきエンジンの高い熱効率、す
なわち低い特定燃料消費を可能にし、同時に高いエンジ
ン出力を維持する、緒言に記載した方法を提供すること
である。
なわち低い特定燃料消費を可能にし、同時に高いエンジ
ン出力を維持する、緒言に記載した方法を提供すること
である。
上記の目的は本発明に従って、圧縮行程中に２回目の排
気弁の開閉を行い、ピストンの下部死点位置から離れた
第１の予定位置にピストンが在る時に該弁を開き、また
第１予定位置よりも遠い下部死点ピストン位置からの距
離にある第２の予定位置にピストンが在る時に前記弁を
閉じる方法によって達成されるのである。
気弁の開閉を行い、ピストンの下部死点位置から離れた
第１の予定位置にピストンが在る時に該弁を開き、また
第１予定位置よりも遠い下部死点ピストン位置からの距
離にある第２の予定位置にピストンが在る時に前記弁を
閉じる方法によって達成されるのである。
本発明は添付図面に関し以下さらに詳しく説明される。
第１図は伝統的なディーゼルサイクル（破線で示す）を
用いたエンジン及びアトキンソンサイクル（実線で示
す）に従って作動するエンジンの作動サイクルを図式的
に示すものである。図から分ることは、アトキンソンサ
イクルが出力行程の間に完全な膨張を行なうが、ディー
ゼルサイクルは完全な膨張を生じないことである。しか
し出口弁がピストンの下部死点において開かれる時に排
気ガスは残留圧力を有し、従って定積膨張はピストンの
下部死点で起ることである。また図から分ることはアト
キンソンサイクルにおいて入口弁は点VSに至るまでの圧
縮行程の１部の間に開かれ、該点で入口弁が閉じ圧縮が
始まることである。その際圧縮は点VKAまで続き、この
点で圧縮圧力PKに達する。同じ圧縮圧力はディーゼルサ
イクルにおいて、ピストンがその下部死点位置にある時
に圧縮を始めることにより得られ、点VKDにおいて圧縮
圧力に達する。
用いたエンジン及びアトキンソンサイクル（実線で示
す）に従って作動するエンジンの作動サイクルを図式的
に示すものである。図から分ることは、アトキンソンサ
イクルが出力行程の間に完全な膨張を行なうが、ディー
ゼルサイクルは完全な膨張を生じないことである。しか
し出口弁がピストンの下部死点において開かれる時に排
気ガスは残留圧力を有し、従って定積膨張はピストンの
下部死点で起ることである。また図から分ることはアト
キンソンサイクルにおいて入口弁は点VSに至るまでの圧
縮行程の１部の間に開かれ、該点で入口弁が閉じ圧縮が
始まることである。その際圧縮は点VKAまで続き、この
点で圧縮圧力PKに達する。同じ圧縮圧力はディーゼルサ
イクルにおいて、ピストンがその下部死点位置にある時
に圧縮を始めることにより得られ、点VKDにおいて圧縮
圧力に達する。
第１図は、アトキンソンサイクルにおける１つの作動サ
イクル中の有用エネルギーがディーゼルサイクルにおけ
る有用エネルギーよりも遥かに低いことを示す。しかし
第２図から分ることは、アトキンソンサイクル（実線）
の理論的効率は、ディーゼルサイクル（破線）の効率よ
りも一層大きいことである。
イクル中の有用エネルギーがディーゼルサイクルにおけ
る有用エネルギーよりも遥かに低いことを示す。しかし
第２図から分ることは、アトキンソンサイクル（実線）
の理論的効率は、ディーゼルサイクル（破線）の効率よ
りも一層大きいことである。
第３図は過給機を有する四サイクル内燃ピストン機関で
且つディーゼル型式の作動サイクルを示すもので、この
作動サイクルは本発明に従って制御される。線図は最大
エジン負荷において有力な状態を示す。吸込み行程の始
めに入口弁は開き、空気は過給された圧力P2で、ピスト
ンが位置Ａから位置Ｂ（線１−２）に動く間に、シリン
ダ中に流入する。入口弁は位置Ｂ、すなわち点２におい
て閉じる。ピストンがその下部死点位置Ｃまで動き続け
ると、シリンダ中の空気は断熱的に膨張する（線２−
３）。
且つディーゼル型式の作動サイクルを示すもので、この
作動サイクルは本発明に従って制御される。線図は最大
エジン負荷において有力な状態を示す。吸込み行程の始
めに入口弁は開き、空気は過給された圧力P2で、ピスト
ンが位置Ａから位置Ｂ（線１−２）に動く間に、シリン
ダ中に流入する。入口弁は位置Ｂ、すなわち点２におい
て閉じる。ピストンがその下部死点位置Ｃまで動き続け
ると、シリンダ中の空気は断熱的に膨張する（線２−
３）。
ピストンの連続運動の際、すなわちその圧縮行程の間
に、先ず断熱圧縮（線３−４）が起こる。ピストンが位
置Ｄ、すなわち点４に在る時に、排気弁が開き、その後
圧力P1において、（これはこの際排気弁系統中の圧力に
相当する）ピストンが位置Ｅ（線４−５）まで動く間に
シリンダから空気が押出される。排気弁は位置Ｅにおい
て再び閉じられ、その後シリンダ中にある空気は、ピス
トンがその上部死点（上死点）位置Ａ（線５−６）まで
動き続ける間に圧縮される。位置Ａ、すなわち点６にお
いて圧縮圧力PKに達する。
に、先ず断熱圧縮（線３−４）が起こる。ピストンが位
置Ｄ、すなわち点４に在る時に、排気弁が開き、その後
圧力P1において、（これはこの際排気弁系統中の圧力に
相当する）ピストンが位置Ｅ（線４−５）まで動く間に
シリンダから空気が押出される。排気弁は位置Ｅにおい
て再び閉じられ、その後シリンダ中にある空気は、ピス
トンがその上部死点（上死点）位置Ａ（線５−６）まで
動き続ける間に圧縮される。位置Ａ、すなわち点６にお
いて圧縮圧力PKに達する。
ピストンの上部死点位置Ａ（６−７）におけるシリンダ
中の燃料の噴射及び燃料の燃焼に続いて、また一定圧力
（線７−８）における燃焼に続いて、作動又は出力行程
（線８−９）の間に膨張が起こる。ピストンがその下部
死点位置Ｃ、すなわち点９に達した時に、排気弁が開
き、圧力の減少が一定容積で起こる（線９−10）。
中の燃料の噴射及び燃料の燃焼に続いて、また一定圧力
（線７−８）における燃焼に続いて、作動又は出力行程
（線８−９）の間に膨張が起こる。ピストンがその下部
死点位置Ｃ、すなわち点９に達した時に、排気弁が開
き、圧力の減少が一定容積で起こる（線９−10）。
排気ガスの完全な膨張は破線９−12−10に従うサイクル
において行なわれる。該当エネルギーは今やその代りに
ターボ圧縮機のタービン中で利用される。
において行なわれる。該当エネルギーは今やその代りに
ターボ圧縮機のタービン中で利用される。
排気ガスは、ピストンがその下部死点位置Ｃからその上
部死点位置Ａ（線10−11）まで通過する間に追出され
る。そこで排気弁が閉じて入口弁が開き、それが圧力の
増加（線11−１）を生ずる。その際作動サイクルが完了
し、新しい作動サイクルが始まる。
部死点位置Ａ（線10−11）まで通過する間に追出され
る。そこで排気弁が閉じて入口弁が開き、それが圧力の
増加（線11−１）を生ずる。その際作動サイクルが完了
し、新しい作動サイクルが始まる。
上記の作動サイクルは全負荷におけるエンジンに適用さ
れる。この場合に圧力P1はエンジンの排気系統中で有力
であるが、過給圧力P2はエンジンの吸込系統中で有力で
ある。エンジンの排気弁の第２回目の開放のために、シ
リンダ中に存在するガスの圧力は、実際に圧縮過程（線
５−６）が開始する際に、排気系統中の圧力P1と大体等
しく保持される。従って排気系統中の異なる圧力は、圧
縮過程（行程）の始めにおいてシリンダ中の圧力の変化
を生じ、このことは圧縮圧力PKも変化することを意味す
る。それ故に圧縮圧力は、排気系統中の圧力を変えるこ
とによって、すなわち排気系統を絞ることによって、変
化限度まで容易に変えることができる。
れる。この場合に圧力P1はエンジンの排気系統中で有力
であるが、過給圧力P2はエンジンの吸込系統中で有力で
ある。エンジンの排気弁の第２回目の開放のために、シ
リンダ中に存在するガスの圧力は、実際に圧縮過程（線
５−６）が開始する際に、排気系統中の圧力P1と大体等
しく保持される。従って排気系統中の異なる圧力は、圧
縮過程（行程）の始めにおいてシリンダ中の圧力の変化
を生じ、このことは圧縮圧力PKも変化することを意味す
る。それ故に圧縮圧力は、排気系統中の圧力を変えるこ
とによって、すなわち排気系統を絞ることによって、変
化限度まで容易に変えることができる。
そのほか、エンジンを設計する時に、排気弁を第２回目
に閉じるときのピストンの位置Ｅ、すなわち点５を、ピ
ストンの下部死点Ｃに関して最適な効率のために、燃焼
後の燃料によって供給されたエネルギーが、作動又は出
力行程（点９）の後に排気弁が続いて開かれる時に、排
気弁を横ぎる排気ガスに臨界流にほぼ相当する流速を得
るような大きさの圧力を許すように、選ぶことができ
る。しかしこのことは過程を遂行するための基準ではな
くて、過度の臨界流を防ぐことによって、最大可能な効
率を達成するための推せんに過ぎない。
に閉じるときのピストンの位置Ｅ、すなわち点５を、ピ
ストンの下部死点Ｃに関して最適な効率のために、燃焼
後の燃料によって供給されたエネルギーが、作動又は出
力行程（点９）の後に排気弁が続いて開かれる時に、排
気弁を横ぎる排気ガスに臨界流にほぼ相当する流速を得
るような大きさの圧力を許すように、選ぶことができ
る。しかしこのことは過程を遂行するための基準ではな
くて、過度の臨界流を防ぐことによって、最大可能な効
率を達成するための推せんに過ぎない。
圧縮過程の始め（点５）において出発圧力を支配するの
はエンジン排気系統中のP1であるから、圧力レベルは低
下され、エンジンの構造によって定められた最高圧力と
最低圧力との間の比は増加された。それによって過程の
効率は、より高い圧縮比を選びうることによるか、又は
一定容積において（線６−７）エネルギーのより大きい
量を供給しうるかのいずれかによって増加される。その
ほか温度は低下され、それが排気ガス中のより低い窒素
酸化物含有量を生ずることになる。
はエンジン排気系統中のP1であるから、圧力レベルは低
下され、エンジンの構造によって定められた最高圧力と
最低圧力との間の比は増加された。それによって過程の
効率は、より高い圧縮比を選びうることによるか、又は
一定容積において（線６−７）エネルギーのより大きい
量を供給しうるかのいずれかによって増加される。その
ほか温度は低下され、それが排気ガス中のより低い窒素
酸化物含有量を生ずることになる。
第３図の線図中の断面積1,2,4,11,1はターボ圧縮機によ
って供給された過剰エネルギーを示す。この面積の輪郭
は入口弁が閉じた時間（点２）によって定められる。入
口弁を閉じるための最大限度遅い時間（線図中に２′で
示す）は、続いて起こる断熱膨張が圧力を圧力レベルP1
（線２′−10）に低下する時である。この場合には点3,
10及び４が一致する。もし入口弁が時間の遅い点におい
て閉じると、シリンダ圧力は排気弁が開く時に、排気系
統中で圧力を超過する。このことはターボ圧縮機中で膨
張が後続するとはいえ、この膨張はシリンダ中の膨張よ
りも遥かに低い効率を生ずる結果になる。
って供給された過剰エネルギーを示す。この面積の輪郭
は入口弁が閉じた時間（点２）によって定められる。入
口弁を閉じるための最大限度遅い時間（線図中に２′で
示す）は、続いて起こる断熱膨張が圧力を圧力レベルP1
（線２′−10）に低下する時である。この場合には点3,
10及び４が一致する。もし入口弁が時間の遅い点におい
て閉じると、シリンダ圧力は排気弁が開く時に、排気系
統中で圧力を超過する。このことはターボ圧縮機中で膨
張が後続するとはいえ、この膨張はシリンダ中の膨張よ
りも遥かに低い効率を生ずる結果になる。
そのほか、排気系統中の有力な圧力と同じ圧力P1で点５
において圧縮の過程が始められた時は、例えば伸縮ピス
トンなどの助けで種々の圧縮を適用する必要はもはやな
い。というのは吸込系統中の圧力よりもはるかに小さい
圧力増加が増加する負荷に伴なって排気系統中に存在す
るからである。
において圧縮の過程が始められた時は、例えば伸縮ピス
トンなどの助けで種々の圧縮を適用する必要はもはやな
い。というのは吸込系統中の圧力よりもはるかに小さい
圧力増加が増加する負荷に伴なって排気系統中に存在す
るからである。
入口弁を閉じることができる最も早い時間は、ピストン
が位置Ｄから位置Ｅまで動く間に、シリンダから出口系
統まで空気を排除するためのスペースの必要によって定
められる。位置Ｄと位置Ｅとの間（線４−５）で排気系
統中に放出された空気は燃焼過程には加わらないで、シ
リンダを通過する。この空気は、なかんずく線２−３に
沿って起こる膨張から生ずる空気の低温のために、シリ
ンダを効果的に冷却する。空気の温度は、ピストンが位
置Ｄから位置Ｅまで（線４−５）動く際の空気の膨張の
間も低く、それによって排気弁を効果的に冷却する。
が位置Ｄから位置Ｅまで動く間に、シリンダから出口系
統まで空気を排除するためのスペースの必要によって定
められる。位置Ｄと位置Ｅとの間（線４−５）で排気系
統中に放出された空気は燃焼過程には加わらないで、シ
リンダを通過する。この空気は、なかんずく線２−３に
沿って起こる膨張から生ずる空気の低温のために、シリ
ンダを効果的に冷却する。空気の温度は、ピストンが位
置Ｄから位置Ｅまで（線４−５）動く際の空気の膨張の
間も低く、それによって排気弁を効果的に冷却する。
適当な入口弁の閉鎖時間のための他の条件は、外部冷却
に対する要求を減じ、それを内部冷却に代え、冷却ファ
ンの必要を除き、又は減ずることによって総合効率を増
すことの希望である。このことは、シリンダを通って流
れる冷却空気の容積を増すために、位置Ｅよりも遅い時
間に、或点で入口弁を閉じることを正しいとすることが
できる。
に対する要求を減じ、それを内部冷却に代え、冷却ファ
ンの必要を除き、又は減ずることによって総合効率を増
すことの希望である。このことは、シリンダを通って流
れる冷却空気の容積を増すために、位置Ｅよりも遅い時
間に、或点で入口弁を閉じることを正しいとすることが
できる。
排気弁が作動行程中の後に（点９で）開く時に、冷却空
気は排気系統中で排気弁に極めて接近して位置する。結
果として、音は、排気弁上を流れるガス中よりも排気系
統中で一層低速度で進む。それと共に空気は冷たいプラ
グを形成して排気弁上の速度を低下する。このことは点
９における圧力と点10における圧力との間のより高い比
を臨界流が起る前に許すことを可能にする。さらにこの
ことは排気弁が前記２回目に閉じられる位置Ｅを定める
ために利用できる。
気は排気系統中で排気弁に極めて接近して位置する。結
果として、音は、排気弁上を流れるガス中よりも排気系
統中で一層低速度で進む。それと共に空気は冷たいプラ
グを形成して排気弁上の速度を低下する。このことは点
９における圧力と点10における圧力との間のより高い比
を臨界流が起る前に許すことを可能にする。さらにこの
ことは排気弁が前記２回目に閉じられる位置Ｅを定める
ために利用できる。
吸込系統中の圧力P2と排気系統中の圧力P1との間の圧力
差が大きい程、エンジンを通過する冷却空気の量がそれ
だけ大きくなる。従ってエンジンは負荷に依存する冷却
空気の内部流通を達成し、それによって低負荷における
過冷却の危険が回避される。
差が大きい程、エンジンを通過する冷却空気の量がそれ
だけ大きくなる。従ってエンジンは負荷に依存する冷却
空気の内部流通を達成し、それによって低負荷における
過冷却の危険が回避される。
第４図は第３図の線図に対応する線図であるが、低いエ
ンジン負荷において有力な状態に関するものである。線
図中の曲線上の種々の点は、第３図中で用いたものと同
じ参照記号を有する。第４図から分るように、この場合
は過給圧力P2が排気系統中の圧力P1よりも低い。このこ
とは、排気弁が２次的に、すなわち位置Ｄにおいて開か
れる時に、排気系統からシリンダ（線４−４）まで逆流
した或量の排気ガスが経験されることを意味する。この
ことは燃焼過程に排気ガスが加わった結果としてシリン
ダが加熱され、それがエンジンをスタートする時に点火
を容易にし且つエンジンが一旦スタートした時にエンジ
ンの加熱を加速し、また低いエンジン負荷において炭化
水素の発出をも減ずることを意味する。
ンジン負荷において有力な状態に関するものである。線
図中の曲線上の種々の点は、第３図中で用いたものと同
じ参照記号を有する。第４図から分るように、この場合
は過給圧力P2が排気系統中の圧力P1よりも低い。このこ
とは、排気弁が２次的に、すなわち位置Ｄにおいて開か
れる時に、排気系統からシリンダ（線４−４）まで逆流
した或量の排気ガスが経験されることを意味する。この
ことは燃焼過程に排気ガスが加わった結果としてシリン
ダが加熱され、それがエンジンをスタートする時に点火
を容易にし且つエンジンが一旦スタートした時にエンジ
ンの加熱を加速し、また低いエンジン負荷において炭化
水素の発出をも減ずることを意味する。
入口弁は、ピストンがその下向き行程中その最高速度を
達する点で、又はそれに近い点で閉じるので、容積効率
は入口弁を横ぎる絞り効果によって大きく影響される。
この点に関し、容積効率は、エンジンに供給された空気
の測定量であるとして計算され、それは上部死点ピスト
ン位置Ａから、入口弁が閉じる位置Ｂまで組入れた行程
長さの部分によって割り算され、それにターボ圧縮機上
の圧力差を掛け算したものである。シリンダ中の空気量
は位置Ｅ、すなわち排気弁が閉じられた時間、点５によ
って定められる。かくして減じた容積効率は、実際の圧
縮行程の間シリンダ中の空気量に何も影響しないが、エ
ンジンを通る冷却空気の量のみには影響する。
達する点で、又はそれに近い点で閉じるので、容積効率
は入口弁を横ぎる絞り効果によって大きく影響される。
この点に関し、容積効率は、エンジンに供給された空気
の測定量であるとして計算され、それは上部死点ピスト
ン位置Ａから、入口弁が閉じる位置Ｂまで組入れた行程
長さの部分によって割り算され、それにターボ圧縮機上
の圧力差を掛け算したものである。シリンダ中の空気量
は位置Ｅ、すなわち排気弁が閉じられた時間、点５によ
って定められる。かくして減じた容積効率は、実際の圧
縮行程の間シリンダ中の空気量に何も影響しないが、エ
ンジンを通る冷却空気の量のみには影響する。
上記の状況は、空気量曲線が負荷の関数として最高ター
ボ圧縮機効率の範囲外に置かれることなく、エンジンの
速度範囲を広げるために利用することができる。このこ
とを達成するために入口弁上の絞り損失は、弁の上昇高
さを減ずること及び／又は弁の直径を減ずることによっ
て調節される。この効果は第５図の線図中に示されてい
る。この線図において、曲線13及び14は、それぞれ高い
エンジン速度及び低いエンジン速度において入口弁を横
ぎる低い絞りで有力な状態に関するものであるが、曲線
15及び16はそれぞれ高いエンジン速度及び低エンジン速
度において入口弁を横ぎる絞りの場合に有力な状態に関
するものである。曲線17はターボ圧縮機のポンプ限界を
示すが、曲線18は最大ターボ圧縮機効率の範囲を示す。
かくて第５図から分るように、曲線の大部分は、入口弁
を横ぎって絞りを適用することによって最大圧縮機効率
の範囲内に置くことができる。入口弁を横ぎって得られ
る絞り損失は、それと共に圧縮機効率の増加によって十
分以上に補償される。
ボ圧縮機効率の範囲外に置かれることなく、エンジンの
速度範囲を広げるために利用することができる。このこ
とを達成するために入口弁上の絞り損失は、弁の上昇高
さを減ずること及び／又は弁の直径を減ずることによっ
て調節される。この効果は第５図の線図中に示されてい
る。この線図において、曲線13及び14は、それぞれ高い
エンジン速度及び低いエンジン速度において入口弁を横
ぎる低い絞りで有力な状態に関するものであるが、曲線
15及び16はそれぞれ高いエンジン速度及び低エンジン速
度において入口弁を横ぎる絞りの場合に有力な状態に関
するものである。曲線17はターボ圧縮機のポンプ限界を
示すが、曲線18は最大ターボ圧縮機効率の範囲を示す。
かくて第５図から分るように、曲線の大部分は、入口弁
を横ぎって絞りを適用することによって最大圧縮機効率
の範囲内に置くことができる。入口弁を横ぎって得られ
る絞り損失は、それと共に圧縮機効率の増加によって十
分以上に補償される。
本発明による方法は、高過給を伴なう四サイクル内燃ピ
ストン機関のために主として企図されたものであるが、
この方法はまた低い程度の過給で、またスパーク点火エ
ンジンにも適用できるとはいえ、この場合はしかし燃料
をシリンダに直接に噴射しなければならず、例えば空気
の回転により、また／或は燃焼室の適当な構造による誘
引乱流によって、噴射の前に燃料が空気と十分に混合し
ていることを保証する処置を講ずる必要がある。
ストン機関のために主として企図されたものであるが、
この方法はまた低い程度の過給で、またスパーク点火エ
ンジンにも適用できるとはいえ、この場合はしかし燃料
をシリンダに直接に噴射しなければならず、例えば空気
の回転により、また／或は燃焼室の適当な構造による誘
引乱流によって、噴射の前に燃料が空気と十分に混合し
ていることを保証する処置を講ずる必要がある。
本発明は上記の実施態様に限定されないこと、及び変形
は特許請求の範囲内で行ないうることは勿論である。
は特許請求の範囲内で行ないうることは勿論である。
第１図は内燃ピストン機関に関する図式的PV−線図であ
り、この線図においてはディーゼルエンジンに対するサ
イクルが破線で示され、またアトキンソンサイクルは実
線で示されている。 第２図は、第１図に示されたサイクルの理論的効率を圧
縮比の関数として示した線図である。 第３図は、本発明による方法を利用した内燃ピストン機
関に関する図式的PV−線図であり、線図は全エンジン負
荷において有力な状態を示す。 第４図は、第３図の線図に対応する図式的PV−線図であ
るが、低いエンジン負荷において有力な状態を示す。 第５図はターボ圧縮機の圧力比を異なるエンジン負荷に
おける空気流の関数として示す図式的線図である。 Ａ……上部死点位置、Ｂ……第３予定位置、 Ｃ……下部死点ピストン位置、 Ｄ……第１予定位置、Ｅ……第２予定位置。
り、この線図においてはディーゼルエンジンに対するサ
イクルが破線で示され、またアトキンソンサイクルは実
線で示されている。 第２図は、第１図に示されたサイクルの理論的効率を圧
縮比の関数として示した線図である。 第３図は、本発明による方法を利用した内燃ピストン機
関に関する図式的PV−線図であり、線図は全エンジン負
荷において有力な状態を示す。 第４図は、第３図の線図に対応する図式的PV−線図であ
るが、低いエンジン負荷において有力な状態を示す。 第５図はターボ圧縮機の圧力比を異なるエンジン負荷に
おける空気流の関数として示す図式的線図である。 Ａ……上部死点位置、Ｂ……第３予定位置、 Ｃ……下部死点ピストン位置、 Ｄ……第１予定位置、Ｅ……第２予定位置。
Claims (5)
- 【請求項１】各シリンダへの過給及び直接燃料噴射式四
サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御する方
法にして、各シリンダが少なくとも１つの入口弁および
少なくとも１つの出口弁を有し、各シリンダの排気弁が
排気掃気行程中に開弁保持される（９−10−11）のに加
えて各作動サイクル中に２回目の排気弁開閉を行うがこ
の閉弁は圧縮行程中に行う方法であって、 排気弁の該２回目開弁（４）はピストンが下死点（Ｃ）
より所定距離離れた第１予定位置（Ｄ）にある時に行わ
れ、更に、 排気弁の該２回目閉弁（５）はピストンが上記下死点
（Ｃ）より上記第１予定位置（Ｄ）より更に離れた第２
予定位置（Ｅ）にある時に行われることを特徴とする四
サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御する方
法。 - 【請求項２】排気掃気行程の後でピストンが上死点
（Ａ）の近くにある時に上記排気弁の閉弁に続いて吸入
弁が開かれ、 更に、上記ピストンの上死点（Ａ）から離れた第３予定
位置にある時に上記吸入弁が閉じられること を特徴とする前記第１項記載の四サイクル内燃ピストン
機関の作動サイクルを制御する方法。 - 【請求項３】燃料の燃焼によって得られたエネルギが作
動行程後の排気弁開弁（９）の際に排気ガスに臨界流限
界に近い流速を与える圧力を発生して効率を最大にする
よう、ピストンの第２予定位置（Ｅ）での２回目の排気
弁閉弁が行われることを特徴とする前記第１項又は第２
項記載の四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを
制御する方法。 - 【請求項４】圧縮行程の終期において得られる圧縮圧力
をかえるように排気流を絞ることによって排気系の圧力
が調節されることを特徴とする前記第１項乃至第３項に
記載の四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制
御する方法。 - 【請求項５】吸入弁にかける絞り作用が調節され、所定
エンジン速度範囲内で空気流がターボコンプレッサーの
最大効率範囲内にあるようにすることを特徴とする前記
第１項乃至第４項に記載の四サイクル内燃ピストン機関
の作動サイクルを制御する方法。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| SE8503517-8 | 1985-07-18 | ||
| SE8503517A SE451337B (sv) | 1985-07-18 | 1985-07-18 | Forfarande for styrning av arbetsforloppet i en fyrtakts forbrenningskolvmotor |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6241935A JPS6241935A (ja) | 1987-02-23 |
| JPH0742863B2 true JPH0742863B2 (ja) | 1995-05-15 |
Family
ID=20360926
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP61169663A Expired - Lifetime JPH0742863B2 (ja) | 1985-07-18 | 1986-07-18 | 四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御するための方法 |
Country Status (7)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4815423A (ja) |
| EP (1) | EP0209506B1 (ja) |
| JP (1) | JPH0742863B2 (ja) |
| BR (1) | BR8603377A (ja) |
| DE (1) | DE3662803D1 (ja) |
| ES (1) | ES2000277A6 (ja) |
| SE (1) | SE451337B (ja) |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE4203365C1 (ja) * | 1992-02-06 | 1993-02-11 | Mercedes-Benz Aktiengesellschaft, 7000 Stuttgart, De | |
| US7281527B1 (en) * | 1996-07-17 | 2007-10-16 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| US8215292B2 (en) * | 1996-07-17 | 2012-07-10 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| US7222614B2 (en) * | 1996-07-17 | 2007-05-29 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| US6951211B2 (en) * | 1996-07-17 | 2005-10-04 | Bryant Clyde C | Cold air super-charged internal combustion engine, working cycle and method |
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- 1985-07-18 SE SE8503517A patent/SE451337B/sv not_active IP Right Cessation
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