JPH08100662A

JPH08100662A - ミラーサイクルエンジン

Info

Publication number: JPH08100662A
Application number: JP6262094A
Authority: JP
Inventors: Hiroshi Kanesaka; 弘兼坂
Original assignee: Kanesaka Gijutsu Kenkyusho KK
Current assignee: Kanesaka Gijutsu Kenkyusho KK
Priority date: 1994-09-30
Filing date: 1994-09-30
Publication date: 1996-04-16

Abstract

(57)【要約】（修正有）【目的】吸気絞り損失を極力減少させて圧縮行程下死点
における給気の温度上昇を抑え、圧縮上死点温度を低下
させて燃焼温度を低くし、オツトーサイクルエンジンで
はノッキングを抑制し、且つ高出力化、高熱効率化を実
現し、ディーゼルエンジンではＮＯｘの発生を防止し、
且つ熱負荷及び機械的負荷の低減を可能とするミラーサ
イクルエンジンを提供する。【構成】吸、排気弁を備えたエンジン１の吸気通路３
に、エンジンの運転状態に応じて閉時期を吸気行程の下
死点前後に設定し得るロータリバルブ４を備え、吸気弁
１７の閉時期を吸気行程下死点後６０°乃至１１０°間
に設定したミラーサイクルエンジンであり、ポンピング
ロスを実質的にゼロに近付けてエンジンの圧縮温度を低
下させ、オットーサイクルエンジンでは高膨張比でもノ
ッキングの発生を抑制し、ディーゼルエンジンでは圧縮
圧力を低下させて圧縮温度を下げ、燃焼温度を低下して
ＮＯｘの発生を減少させ、低速時、高速時のいずれにお
いても高体積効率を維持し、高出力となるミラーサイク
ルエンジンを提供できる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明はミラーサイクルエンジ
ン、殊に吸気弁、ロータリバルブによる吸気絞り損失を
極力減少させて絞り損失による圧縮行程下死点における
給気の温度上昇を抑え、圧縮上死点温度を低下させるこ
とによって燃焼温度を低くし、オツトーサイクルエンジ
ンではノッキングを抑制するとともに、高出力化、高熱
効率化を実現し、ディーゼルエンジンではＮＯｘの発生
を防止し、且つ熱負荷及び機械的負荷の低減を可能とす
るミラーサイクルエンジンに関するものである。

【０００２】

【従来の技術】いわゆるミラーサイクルエンジンは、実
質的な圧縮比を低下させるために有効であるが、その方
式には吸気通路を吸気行程下死点前に閉じる「早閉じ」
方式と、のため吸気行程下死点後に閉じる「遅閉
じ」方式とがある。前記「早閉じ」方式には、吸気弁そ
のものを「早閉じ」するものと、吸気弁の閉時期は通常
の如く吸気行程下死点後４０°乃至６０°にて閉じ、吸
気通路に設けたロータリバルブによって吸気通路を吸気
行程下死点前０°乃至９０°にて閉じるものとがある。
また、前記「遅閉じ」方式では、吸気弁のみを吸気行程
下死点後６０°乃至１１０°にて閉じることにより行な
われている。

【０００３】まず、吸気弁による早閉じ方式について述
べると、吸気弁はその弁加速度を許容限界内に保つ必要
があり、クランク軸の回転とともに比較的緩やかに開弁
または閉弁しなければならず、従って閉弁前には吸気弁
の揚程は小さく、吸気路面積が狭くなったままで吸気行
程が行なわれることになり、吸気弁は吸気の流れを絞る
ことになる。即ち図４の点ｂにおいて吸気弁が閉じれ
ば、図５の点ｂからシリンダ内空気が断熱膨脹しつつ点
ｃの下死点に到り、ここから圧縮行程に入るが点ｄの圧
縮行程上死点には到らず、前記絞りによって実際は図５
の点線に示すごとく、点ａ−ｃ−ｂで囲まれた面積分だ
けの絞り損失を発生し、該損失分だけエンジンの熱効率
を低下させるばかりでなく、前記絞り損失のエネルギは
点ｃにおける空気温度の上昇をもたらし、更にこれに引
続く圧縮行程上死点（図５の点ｄ）の空気温度を高める
こととなるから、オツトーサイクルエンジンにおけるノ
ツキング発生に対する抑制方法としては充分でない。図
５の点ｂから断熱膨脹させるには、図４の点ａ、ｂを結
ぶ２点鎖線のごとく、吸気弁を時間ゼロで閉弁しなけれ
ばならず、理想的だが現実的ではない。また、弁揚程曲
線、即ち開弁面積は図４の細実線のごとく変化するが、
開弁面積×時間（クランク軸回転角度）は、開弁時期を
早めるほど減少し、エンジン回転速度の増加とともに、
絞り損失も図５の一点鎖線点を含むａ−ｆ−ｇで囲まれ
た面積ｙの分だけ更に増大する。これにより高速時のエ
ンジン性能を低下させるとともに、図５の点ｆで示され
る圧縮行程始めの温度や圧縮上死点温度を高め、ミラー
サイクル効果を減少させるだけでなく、ときにその欠点
を助長することすらあり、ミラーサイクルエンジンの普
及を妨げていた。また、これをディーゼルエンジンに応
用した場合、圧縮温度の上昇は燃焼温度の上昇となり、
ＮＯｘの発生量を増加するのみか、エンジン各部の温度
を上昇させ、熱応力増大の原因となり、これがミラーサ
イクルエンジンの普及を妨げていた。

【０００４】またロータリバルブを使用した早閉じ方式
においては、後記し且つ図２に示すごとく、吸気通路３
における吸気弁１７とロータリバルブ４との間にムダ容
積Ｖ₂が必然的に存在し、図６の点ｂにおいてロータリ
バルブ４を早閉じしたとき、点ｂからの吸気行程におい
ては、シリンダ１８内容積Ｖ₁と前記ムダ容積Ｖ₂とが、
図６の実線ｂ−ｃに示すように同時に断熱膨張し、吸気
行程下死点ｃにおいて吸気弁１７が閉じて圧縮行程に入
ったときには、シリンダ１８内容積Ｖ₁のみを圧縮して
実線ｃ−ｅ−ｄを辿って圧縮行程が進むこととなり、点
ｂ−ｃ−ｅで囲まれる面積はムダ仕事となる。更に、吸
気弁１７による早閉じ方式と同様に絞り損失も発生し、
点ａ−ｃ−ｅに囲まれた面積分だけ損失となる。そして
この絞り損失は、エンジン速度の増加と共に図６の一点
鎖線を含むａ−ｆ−ｂのごとく増加して、前記のごとく
エンジンの熱効率を低下せしめ、また吸気弁による早閉
じ方式と同様に図６の点ｄまたはｈにて示されるエンジ
ンの圧縮温度を高めてノッキングへの抑制力を減少さ
せ、結果的にエンジンの高速性能を著しく低下せしめて
いるのが現状である。また、ディーゼルエンジンの場
合、前述の理由によってＮＯｘ発生の抑制力を減少させ
ている。

【０００５】一方、吸気弁による遅閉じ方式は、図４の
太実線に示すように、吸気行程下死点後約７０°まで吸
気弁が開弁しているので、図７に示す如く吸気行程下死
点まで吸気が行なわれ、図７の点ｂより圧縮行程が開始
されるが、開いている吸気弁１７より一旦シリンダ１８
内に吸入された空気がシリンダ１８内で加熱されて再び
吸気通路３内に押し戻される結果、吸気通路３内に再排
出された空気の温度を上昇させるばかりか、このとき前
述の理由によって生ずる絞り損失が熱に変化して吸気通
路３内に押し戻された空気の温度を更に上昇させる。従
って、この高温度の空気が次の吸気行程においてシリン
ダ１８内に吸入され、圧縮上死点の温度を必然的に上昇
せしめ、圧縮上死点の温度を下げることを目的の１つと
するミラーサイクルエンジンの意に反する結果となって
いた。また、エンジンの高速運転時には、図７の一点鎖
線に示すように、吸気行程下死点において慣性過給によ
る圧力の増加があり、さらにそれに引き続く圧縮行程に
おいて開弁している吸気弁１７を経由して吸気通路３側
へ戻る空気の流出抵抗が増大し、図７の一点鎖線ｂ−ｅ
に示すようにシリンダ内圧力は増加する。このように、
高速運転においては圧縮圧力が増大する結果、実質上点
ｂから２点鎖線を辿って点ｂ−ｅ−ｆと変化する圧縮行
程が行なわれることになり、ミラーサイクルによって図
７の点ｃから圧縮を開始し、実線のように点ｄまで変化
させて圧縮圧力及び圧縮温度を下げるという本来の目的
から甚だしく逸脱してしまっているのが現状である。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】本発明は上記の如き従
来のミラーサイクルエンジンのもっていた欠点を改善す
ることを課題として案出されたもので、従来のミラーサ
イクルエンジンにおいて発生していた前記ポンピングロ
スを実質的にゼロに近付け、これによってエンジンの圧
縮温度を低下せしめ、オットーサイクルエンジンにあっ
ては高膨張比においてもノッキングの発生を抑制し、デ
ィーゼルエンジンにあっては圧縮圧力を低下させて圧縮
温度を下げ、これによって燃焼温度を低下してＮＯｘの
発生を減少させるとともに、低速時、高速時のいずれに
おいても高体積効率を維持し、高出力となし得るミラー
サイクルエンジンを提供することを目的とする。

【０００７】

【課題を解決するための手段】前記目的を達成するため
の本発明ミラーサイクルエンジンは、吸、排気弁を備え
たエンジンの吸気通路に、エンジンの運転状態に応じ
て、即ちオットーサイクルエンジンにおける高負荷時に
おいてはノッキングに応じて、またその他の負荷時にお
いては負荷に応じて、更にディーゼルエンジンにおいて
は過給機よりの給気圧力に応じて閉時期を吸気行程の下
死点前後に設定し得るロータリバルブを備えると共に、
前記吸気弁の閉時期を吸気行程下死点後６０°乃至１１
０°間に設定したことを特徴とする。

【０００８】

【作用】上記構成になる本発明ミラーサイクルエンジ
ンにおいては、例えば「早閉じのロータリバルブ」と
「遲閉じの吸気弁」とすることによって、ロータリバル
ブは吸気行程において図８の点ｃにおいて閉じるが、引
続く吸気行程において吸気弁は開いているから前記シリ
ンダ内容積Ｖ₁と前記ムダ容積Ｖ₂の合計した容積が膨張
し、下死点における圧力は点ｆより高い点ｂとなり、こ
こから圧縮行程となる。圧縮行程に入っても、なお遲
閉じの吸気弁は開弁しているから、前記容積Ｖ₁＋Ｖ₂を
圧縮しつづけ低い圧縮比で点ｅに向けて圧力を高める
が、点ｃにおいて吸気弁は閉じ、これ以降は前記シリン
ダ内容積Ｖ₁のみを圧縮することになり、点ｃから点ｄ
にて圧縮行程を完了する。この点ｄにて示される圧縮上
死点圧力は、従来公知のロータリバルブ早閉じ形におけ
る圧縮上死点圧力と同一であるが、ロータリバルブのみ
の早閉じ方式では、ロータリバルブの閉じ時期は点ｃで
はなく点ｇで閉じて前記容積ｖ₁＋ｖ₂が膨張することに
なり、点ｇより点線を辿って点ｆまで膨張する。点ｆか
らは前記容積ｖ₁のみが圧縮され、点ｃを経て点ｄにま
で圧縮されることになり、この場合の開弁の有効面積は
図８の右下がりの斜線を施した部分によって表される。
一方、本発明の方式では、前述の如く点ｃでロータリバ
ルブを閉じることとなり、図８の上の横線を付された部
分のように有効面積は増大する。したがって、ロータリ
バルブ４にて発生する絞り損失が減少するのみでなく、
このとき発生するポンピングロスは図８の下の点ａ−ｂ
−ｃで囲まれた面積で表され、これは明らかに従来の点
ａ−ｆ−ｇで囲まれた面積のポンピングロスより小さ
く、ポンピングロスによる下死点の点ｂの温度は点ｆの
温度より低く、圧縮上死点温度、即ち点ｄの温度を低下
させる。

【０００９】

【実施例】図１は本発明実施例の全体構成図で、本発明
エンジン１はクランク軸２によりトランスミッション等
（図示せず）を介して負荷（これも図示せず）を駆動す
るが、該エンジン１の吸気通路３の途中にはロータリバ
ルブ４が介装されており、該ロータリバルブ４はクラン
クギヤ５、タイミングギヤ６により回転軸７を介して駆
動されるよう構成すると共に、前記回転軸７に介装され
た調整駒機構８、アクチュエータ９及びコントローラ１
０からなるバルブ開閉時期調整装置１１によって開閉の
タイミングの調整がなされるようになっている。なお、
１２はオットーサイクルエンジンとして用いられるエン
ジン１に設けたノックセンサで、ノッキングを検知して
これを信号線１３で前記コントローラ１０を経てアクチ
ュエータ９に伝達するものである。また、１４は圧力セ
ンサで、給気圧力を検知してその信号は信号線１５で前
記コントローラ１０を経てアクチュエータ９に伝達され
る。

【００１０】前記ロータリバルブ４は図２に示すよう
に、エンジン１の吸気通路３の途中に形成したバルブ体
１６内にて、前記回転軸７と一体的に回転自在に支持さ
れている。７ａはロータリバルブ４を回転軸７に固定す
るためのピンである。なお、ロータリバルブ４の弁開閉
期間は約９０°づつに設定されている。ここで、回転軸
７は前記クランクギヤ５及びタイミングギヤ６によりク
ランク軸回転の１／２の速度で駆動されるように構成し
てあり、したがってロータリバルブ４の開弁期間は、吸
気弁１７と同様クランク軸の回転角度で約１８０°とな
っている。なお、１８はエンジン１のシリンダを示す。
前記バルブ開閉時期調整装置１１は、図３に示すように
前記回転軸７を構成する一方のシャフト１９の端部には
右ねじスプライン１９ａが形成され、また他方のシャフ
ト２０の端部には前記右ねじスプライン１９ａに対向し
て左ねじスプライン２０ａが形成され、上記両スプライ
ン１９ａ、２０ａにまたがって調整駒８の内面に形成し
た突起８ａが係合されている。そして、調整駒８の外面
には凹部８ｂが形成され、該凹部８ｂに先端を嵌合した
調整レバー２１を左右に動かすことにより、シャフト１
９に対してシャフト２０が角変位してロータリバルブ４
の開閉時期を変化させることができる。

【００１１】上記構成の本発明ミラーサイクルエンジン
の作用を、従来のものと比較しながら図８、９により説
明する。先ず、通常の吸気弁早閉じ方式のミラーサイク
ルエンジンでは、吸気行程上死点の点ａより吸気を開始
し、点ｃにおいて吸気弁を閉じると、シリンダ内容積Ｖ
₁のみが断熱膨張し、点ｆにおいて吸気行程下死点とな
る。引き続き点ｆより圧縮行程となり、断熱圧縮しつつ
点ｃで再び吸気状態の圧力及び温度となり、更に圧縮行
程が進んで点ｄにて圧縮行程上死点となる。このときの
有効開弁面積は図８上の左下がりの斜線を施した部分の
面積となり、この小さな面積により発生するポンピング
ロスは、図８の下の点ａ−ｆ−ｃで囲まれた面積によっ
て表されるが、このロスによって点ｆの温度上昇を生ず
るのである。一方、ロータリバルブを用いた早閉じ方式
のミラーサイクルエンジンでは、吸気行程上死点の点ａ
より吸気を開始し、点ｇにおいてロータリバルブを閉じ
ると、前記容積Ｖ₁及びＶ₂がともに断熱膨張しながら吸
気行程が進行し、点ｆの下死点において吸気弁は閉じ、
点ｆからの圧縮行程においてはシリンダ内容積Ｖ₁のみ
が圧縮され、点ｃで吸気圧力となり、点ｄで圧縮行程上
死点となる。上記吸気行程におけるシリンダ内圧力変化
は、前述した如くロータリバルブと吸気弁によって形成
される有効面積が図８の上の右下がりの斜線部により表
される面積であるから、ロータリバルブによって発生す
る絞りのため、図８の下の点ａ−ｆ−ｇによって囲まれ
た面積分のポンピングロスを発生し、エンジンの熱効率
を低下させるのみか、これが熱に変わって点ｆの温度を
点ｃからの断熱膨張に比して上昇せしめ、これにより圧
縮行程上死点温度をも高め、オットーサイクルエンジン
ではノッキングの発生となり、またディーゼルエンジン
では燃焼温度を高めてＮＯｘ発生量の増加をもたらして
いたのである。

【００１２】これに対し本発明ミラーサイクルエンジン
では、前記構成により、例えば「早閉じのロータリバル
ブ」と「遲閉じの吸気弁」とすることによって、ロータ
リバルブ４は吸気行程において図８の点ｃにおいて閉じ
るが、引続く吸気行程において吸気弁１７は開いている
から前記シリンダ１８内容積Ｖ₁と前記ムダ容積Ｖ₂の合
計した容積が膨張し、下死点における圧力は点ｆより高
い点ｂとなり、ここから圧縮行程となる。圧縮行程に入
っても、なお遲閉じの吸気弁１７は開弁しているから、
前記容積Ｖ₁＋Ｖ₂を圧縮しつづけ低い圧縮比で点ｅに向
けて圧力を高めるが、点ｃにおいて吸気弁１７は閉じ、
これ以降は前記シリンダ１８内容積Ｖ₁のみを圧縮する
ことになり、点ｃから点ｄにて圧縮行程を完了する。こ
の点ｄにて示される圧縮上死点圧力は、従来公知のロー
タリバルブ早閉じ形における圧縮上死点圧力と同一であ
るが、ロータリバルブ４の閉じ時期が図８の点ｇから点
ｃとなり、図８の上の横線を付された部分のように有効
面積は増大する。したがって、ロータリバルブ４にて発
生する絞り損失が減少するのみでなく、このとき発生す
るポンピングロスは図８の下の点ａ−ｂ−ｃで囲まれた
面積で表され、これは明らかに従来のものより小さく、
ポンピングロスによる下死点の点ｂの温度は点ｆの温度
より低く、圧縮上死点温度、即ち点ｄの温度を低下させ
ているのである。なお、図８において一点鎖線ｂ−ｉ
は、下死点ｂよりシリンダ内空気ｖ₁のみを圧縮したと
きの圧力変化状態を示し、点ｈで吸気圧力と同じになる
ことを表していて、線ｃ−ｈで示される容積は前記ムダ
容積Ｖ₂側に再排出されるが、遲閉じの場合の線ｃ−ｊ
間の量に比して少なく、熱いシリンダ１８内から吸気側
への再排出による吸気通路３内空気の温度の上昇は小さ
い。また、吸気弁１７が遲閉じであっても、ロータリバ
ルブ４が早閉じであれば、高速時に問題となる慣性過給
の発生もない。したがって、従来公知の早閉じ又は遲閉
じのミラーサイクルエンジンに比し、絞り損失、ポンピ
ングロスとも少なくして圧縮温度を下げ、ノッキングを
防止し、ＮＯｘの発生を抑制し得るのである。

【００１３】図９は、ロータリバルブ４の閉時期と吸気
弁１７の閉時期とが一致しない場合を図示したもので、
図９の上は、吸気弁１７の閉時期が例えば下死点後７０
°であるのに対し、ロータリバルブ４の閉時期が例えば
下死点前３０°の場合を示すが、点ａより吸気を開始し
て点ｃにてロータリバルブ４を閉じ、点ｂの下死点より
圧縮行程に入って点ｄにて吸気弁１７を閉じても、図９
上の１点鎖線に示すように、例えばロータリバルブ４を
下死点前９０°の点ｈで閉じることによって、ポンピン
グロスは従来公知のミラーサイクルエンジンと比較して
図９の上では点ａ−ｂ−ｃで囲まれた面積となり、公知
の１点鎖線の点ａ−ｆ−ｇで囲まれた面積より小さいこ
とが明らかである。同様に図９の下に示した如き、吸気
弁１７の閉じ時期が下死点後９０°であるのに対しロー
タリバルブ４の閉じ時期が下死点前１２０°の場合で
も、点ａ’−ｂ’−ｄ’−ｃ’で囲まれた面積の方が点
ａ’−ｆ’−ｇ’で囲まれた面積より小さいことも明白
であり、いずれの場合もポンピングロスを小さくし、ミ
ラーサイクルエンジンの性能を高めている。

【００１４】

【発明の効果】本発明ミラーサイクルエンジンは、吸、
排気弁を備えたエンジンの吸気通路に、エンジンの運転
状態に応じて閉時期を吸気行程の下死点前後に設定し得
るロータリバルブを備えると共に、前記吸気弁の閉時期
を吸気行程下死点後６０°乃至１１０°間に設定したこ
とを特徴とするので、従来のミラーサイクルエンジンに
おいて発生していた前記ポンピングロスを実質的にゼロ
に近付け、これによってエンジンの圧縮温度を低下せし
め、オットーサイクルエンジンにあっては高膨張比にお
いてもノッキングの発生を抑制し、ディーゼルエンジン
にあっては圧縮圧力を低下させて圧縮温度を下げ、これ
によって燃焼温度を低下してＮＯｘの発生を減少させる
とともに、低速時、高速時のいずれにおいても高体積効
率を維持し、高出力となし得るミラーサイクルエンジン
を提供することができる効果がある。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明ミラーサイクルエンジンの全体構成図。

【図２】図１の要部詳細断面図。

【図３】本発明ミラーサイクルエンジンにおけるロータ
リバルブの開閉時期調整装置の断面図。

【図４】従来のミラーサイクルエンジンにおける吸気弁
及びロータリバルブによる閉じ時期の。制御方式をクラ
ンク軸回転角度と弁揚程即ち有効弁面積との関係で表し
た図

【図５】吸気弁の早閉じ方式により制御される従来のミ
ラーサイクルエンジンにおける行程容積−シリンダ内圧
力曲線図。

【図６】ロータリバルブの早閉じ方式により制御される
従来のミラーサイクルエンジンにおける行程容積−シリ
ンダ内圧力曲線図。

【図７】吸気弁の遅閉じ方式により制御される従来のミ
ラーサイクルエンジンにおける行程容積−シリンダ内圧
力曲線図。

【図８】本発明ミラーサイクルエンジンにおける吸気弁
及びロータリバルブによる閉じ時期の制御方式を、従来
方式と比較しつつクランク軸回転角度と弁揚程即ち有効
弁面積との関係で表した図及び本発明ミラーサイクルエ
ンジンにおける行程容積−シリンダ内圧力曲線図。

【図９】本発明ミラーサイクルエンジンの他の例におけ
る行程容積−シリンダ内圧力曲線図。１；エンジン２；クランク軸３；吸気通路４；ロータリバルブ５；クランクギヤ６；タイミングギヤ７；回転軸８；調整駒機構９；アクチュエータ１０；コントローラ１１；バルブ開閉時期調整装置１２；ノックセンサ１３、１５；信号線１４；圧力センサ１６；バルブ体１７；吸気弁１８；シリンダ１９、２０；シャフト２１；調整レバー。

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】吸、排気弁を備えたエンジンの吸気通路
に、エンジンの運転状態に応じて閉時期を吸気行程の下
死点前後に設定し得るロータリバルブを備えると共に、
前記吸気弁の閉時期を吸気行程下死点後６０°乃至１１
０°間に設定したことを特徴とするミラーサイクルエン
ジン。
【請求項２】前記エンジンの運転状態を負荷として捉
えることを特徴とする請求項１記載のミラーサイクルエ
ンジン。
【請求項３】前記エンジンをオットーサイクルエンジ
ンとし、且つエンジンの運転状態をノッキング発生とし
て捉えることを特徴とする請求項１記載のミラーサイク
ルエンジン。
【請求項４】前記エンジンをディーゼルエンジンと
し、且つエンジンの運転状態を許容最高圧力を越えぬ所
定圧力として捉えることことを特徴とする請求項１記載
のミラーサイクルエンジン。