JPH08291715A

JPH08291715A - ミラーサイクルエンジン用吸気機構

Info

Publication number: JPH08291715A
Application number: JP7096454A
Authority: JP
Inventors: Kazuhisa Okamoto; 和久岡本; Tomohito Shimokata; 智史下形; Fukuei Chiyou; 福▲榮▼ 張; Fujio Shoji; 不二雄庄司
Original assignee: Tokyo Gas Co Ltd
Current assignee: Tokyo Gas Co Ltd
Priority date: 1995-04-21
Filing date: 1995-04-21
Publication date: 1996-11-05

Abstract

(57)【要約】【目的】遅閉じミラーサイクルエンジンにおいて、シ
リンダからポートに逆流した高温ガスの吹き返しを冷却
することにより吸気温度を低下させる装置を提供する。【構成】本発明のミラーサイクルエンジン用吸気機構
は、吸気マニホルド（２０）とシリンダヘッド（１２）
の各々の吸気ポート（１７）との結合部に、シリンダ
（１１）内から吹き返された混合気を冷却する吹き返し
吸気冷却手段（５、５Ａ、５Ｂ）を設けている。

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
の吸気機構に関し、より詳細には、遅閉じミラーサイク
ルエンジンにおける吸気機構に関する。

【０００２】

【従来の技術】内燃機関における熱効率の改善方法とし
て、燃焼ガスの持つエネルギを十分に膨張させて取り出
すミラーサイクルエンジンが知られている。そしてこの
ミラーサイクルエンジンには吸気早閉じ方式と、吸気遅
閉じ方式がある。

【０００３】吸気早閉じ方式は、図３（バルブリフト特
性図）のｂ線で示す様に、ａ線で示す通常の吸気弁のバ
ルブリフト特性に比較してバルブリフトの最大値は同じ
であるが、吸気弁を直接早く閉じるような特性となって
いる。しかし、その様な特性とした結果、吸気弁の着座
の速度、加速度が大きくなり、弁本体の強度や、弁座の
強度に問題が生ずる。ここで、吸気弁の着座の速度、加
速度を等しくするためには、同図中ｃ線のようにバルブ
リフトを減少すれば良いが、バルブリフトを減少すれば
吸気効率が低下してしまう。

【０００４】これを避けるために、図４に示す様に、吸
気ポート１７に至る吸気管２の途中に開閉手段、例えば
エンジン回転と同調して開閉するロータリバルブ６（ロ
ータリバルブのバルブリフト特性は図３のｄ線で示す）
や図示しないリード等、を介装する手法がとられる。

【０００５】しかしながら、図４から明らかな様に、吸
気弁１５とロータリバルブ６との間にむだ容積（Ｄ／
Ｖ）が存在してしまうことにより、ロータリバルブを閉
じた後も「むだ容積」（Ｄ／Ｖ）分の混合気が吸入され
てしまうという問題がある。また、吸気タイミングや吸
気管形状等について複雑な機構が必要となるため、コス
トの増加、耐久性の不安等も存在する。

【０００６】ここで、吸気早閉じ方式においては、図５
の指圧線図の線ＡＢに示す様に吸気行程を途中で止め、
図４に戻り、更にそこからピストン１３が下降するとシ
リンダ１１内部の気体が膨張し、温度降下が起きる所謂
内部冷却サイクルが含まれるメリットを持つ一方、ロー
タリバルブ等は吸気抵抗になり圧力損失が生じるため、
より高い吸気圧力を必要とする。

【０００７】これに対して、吸気遅閉じ方式を採用した
場合のバルブリフト特性を図６の特性曲線ｅで示す。そ
して吸気遅閉じ方式の場合、ピストンが下死点から上昇
に移っても、吸気バルブを開けたままであり、一旦シリ
ンダ内に流入した吸気は吸気ポート側に押し戻される
（吹き返し）。その後然るべきピストン位置で吸気バル
ブを閉じれば、そこからが実際の圧縮行程となる。

【０００８】ここで、遅閉じミラーサイクルエンジンは
吸気カムの交換のみで実現可能であり、上述した早閉じ
方式の様にロータリバルブ等を設ける必要が無い。その
ため、低コストで耐久性、信頼性にも優れる。また、図
６のハッチングを付した領域の面積分だけバルブ流通面
積を稼げるため、吸気効率が向上し、吸気圧力を低くす
ることが出来る。そして、吸気圧力を高くすることが無
いのに起因して、エンジンの効率低下を防止することが
出来る。

【０００９】

【発明が解決しようとする課題】しかし、上述した様
に、遅閉じミラーサイクルでは一旦シリンダ内に流入し
た吸気がポートに逆流する。すなわち、吹き返し吸気が
存在する。ここで、シリンダ内は高温であるため、吹き
返し吸気は比較的高温となる。そのため、インタークー
ラにより冷却した吸気が吹き返し吸気により加熱され、
次の吸入行程で使用される時には暖められてしまう。そ
の結果、吸気が熱膨張して吸気効率が減少してしまう。
更には、ノッキングが生じ易くなるという問題点があ
る。

【００１０】図７では吸気弁の閉じる時期によって吸気
ポートにおける吸気温度が変化する様が示されている。
図７から明らかな様に、吸気弁を閉じる時機を遅らせる
（図７において、横軸の右方向）と、一旦高温のシリン
ダ内に流入して温度が上昇した吹き返し吸気が増量し、
吸気温度（図７の縦軸）が上昇する。

【００１１】ここで、図７はインタークーラ出側の温度
が５０℃で一定にした場合における吸気ポートの温度を
示している。図７から明らかな様に、遅閉じミラーサイ
クルにおいて吸気バルブが閉じるタイミングをより遅ら
せていくと、インタークーラ出側の温度を５０℃に保つ
ためには、クーラで更に冷却する必要がある。そのた
め、実際の遅閉じミラーサイクルで吸気バルブが閉じる
タイミングが遅れる程、実際の温度は図７で示す以上に
上昇することが予測出来る。

【００１２】そして、図８で示す様に、吸気温度が上昇
すればノッキング限界が低下してエンジン出力が低下す
る。尚、図８において特性曲線が複数示されているが、
これは、エンジン仕様、運転条件等の違いによる試験変
数群である。

【００１３】本発明は、上述した様な従来の遅閉じミラ
ーサイクルエンジンにおける問題点の解消を目的として
いる。

【００１４】

【課題を解決するための手段】発明者は種々研究及び検
討の結果、遅閉じミラーサイクルエンジンにおいて、シ
リンダ内から上流側へ逆流した高温の吹き返し吸気を冷
却すれば、上述した問題点を解決できることに着目し
た。

【００１５】本発明のミラーサイクルエンジン用吸気機
構は、遅閉じミラーサイクルエンジンの吸気マニホルド
と、シリンダヘッドの各々の吸気ポートとの結合部に、
該ガスエンジンのシリンダ内から吹き返された混合気を
冷却する吹き返し吸気冷却手段を設けている。

【００１６】本発明の実施に際して、前記吹き返し吸気
冷却手段は、例えば既設のインタークーラ冷却水等を冷
媒とするものが好ましい。

【００１７】また、前記吹き返し吸気冷却手段は、エン
ジンの全ての気筒について共通しており且つ一体型に構
成されていても良く、或いは、該吹き返し吸気冷却手段
を複数個設けられた分割型に構成しても良い。ここで分
割型に構成する場合は、各気筒毎に吹き返し吸気冷却手
段を設けても良いし、複数気筒毎に吹き返し吸気冷却手
段を設けても良い。

【００１８】さらに、前記吹き返し吸気冷却手段はエン
ジンの気筒の内部に入り込んだ態様で配置されているの
が好ましい。すなわち、吹き返し吸気冷却手段の一部分
が気筒内部に位置しているか、或いは、吹き返し吸気冷
却手段全体が気筒内部に位置しているのが好ましい。

【００１９】そして、前記吹き返し吸気冷却手段の冷却
水系は、エンジンの吸気管に介装されたインタークーラ
の冷却水系と連通しているのが好ましい。もちろん、前
記吹き返し吸気冷却手段の冷却水系と、インタークーラ
の冷却水系とを別系統に構成しても良い。

【００２０】また、前記エンジンは、シリンダブロック
を冷却する冷却水系と、シリンダヘッドを冷却する冷却
水系とが別系統となっており、シリンダヘッドを冷却す
る冷却水系の水温はシリンダブロックを冷却する冷却水
系の水温よりも低く、低い水温の冷却水系により冷却さ
れるシリンダヘッド自体が前記吹き返し吸気冷却手段を
構成しているのが好ましい。もちろん、低い水温の冷却
水系により冷却されるシリンダヘッドとは別体に、前記
吹き返し吸気冷却手段を構成しても良い。いずれの場合
においても、前記シリンダヘッドを冷却する冷却水系
は、インタークーラの冷却水系と連通しているのが好ま
しい。

【００２１】

【作用】上述した様な構成を具備する本発明のミラーサ
イクルエンジン用吸気機構によれば、遅閉じミラーサイ
クルの吸入行程から圧縮行程に至る場合に、一定期間吸
気バルブは開いたままであり、一旦シリンダ内に流入し
た吸気が吸気ポート側に吹き返される。この際に、吸気
マニホルドとシリンダヘッドの吸気ポートとの結合部に
介装された吹き返し吸気冷却手段により、当該吹き返さ
れた（高温の）吸気を冷却する。そのため、吹き返し吸
気は冷却されて、次の吸気行程には充填効率の高い冷え
た吸気が得られるのである。

【００２２】従って、早閉じ方式の欠点を解消出来ると
いう遅閉じ方式の長所を維持しつつ、従来の遅閉じ方式
の欠点であった吸気効率の減少及びエンジン出力の低下
が解消するのである。

【００２３】

【実施例】以下、図１及び図２に基づいて本発明の実施
例について説明する。尚、遅閉じミラーサイクルエンジ
ンの吸気系装置は、「従来の技術」欄で説明されている
ものに「吹き返し吸気冷却手段」を付加した以外の点で
は概略同様であるので、重複説明は省略する。

【００２４】図１において、エンジン１において、内壁
をコネクティングロッド１４で連結されたピストン１３
が摺動するシリンダ１１と、該シリンダ１１の上部に位
置し吸気ポート１７と排気ポート１８を有するシリンダ
ヘッド１２と、前記吸気ポート１７と前記排気ポート１
８の開口部を開閉する吸気弁１５及び排気弁１６が設け
られている。そして、図示しない空気取り入れ口から前
記シリンダヘッドの吸気ポート１７に至る吸気系統には
吸気管２が設けられ、吸気管２には、ターボチャージャ
４、インタクーラ３、吹き返し吸気冷却手段である吹き
返し吸気冷却用クーラ５が介装されている。

【００２５】吹き返し吸気冷却用クーラ５の取付け状態
の詳細は、図２に示されている。図２から明らかな様
に、吸気冷却用クーラ５は、吸気マニホルド２０とシリ
ンダヘッド１２の吸気ポート１７との接合部であって、
吸気ポート１７に極力近い位置において、各吸気ポート
１７毎に取り付けられている。

【００２６】作動に際して、吸気ポート１７から吸気管
２方向に逆流する高温の吹き返し吸気は、各吸気ポート
１７毎に取り付けられた吹き返し吸気冷却用クーラ５に
より冷却されるので、次の吸気行程では吸気がシリンダ
１１内に充填される。そのため、体積効率が低下するこ
とは無い。

【００２７】図２で示す実施例では、吸気冷却用クーラ
５は各吸気ポート１７毎に取り付けられているが、図９
で示す様に、全ての気筒３２・・・について共通する一
体型の吸気冷却用クーラ５Ａを設けてることも出来る。
或いは図１０で示す様に、各々の気筒３２毎に（換言す
れば２本の吸気ポート１７、１７毎に）吸気冷却用クー
ラ５Ｂ・・・が設けられている。

【００２８】図１では、吸気冷却用クーラ５は吸気ポー
ト１７から完全に外れた位置（吸気ポート１７には入り
込んでいない位置）に設けられている。しかし、図１１
において実線で示す様に、吸気冷却用クーラ５全体を吸
気ポート１７内に入り込んだ位置に設けることが可能で
ある。或いは、図１１において点線で示す様に、吸気冷
却用クーラ５の一部が吸気ポート１７内に入り込む様に
設置することも可能である。なお、図１１において、符
号２０Ｉは吸気マニホルド内の流路を示す。

【００２９】図１２で示す実施例は、インタークーラ３
の冷却水系と吸気冷却用クーラ５Ｂ・・・（図１０）の
冷却水系とを、符号ＣＬ−１で示す冷却水系で共通させ
たものである。

【００３０】図１３において、遅閉じミラーサイクルエ
ンジン１において、シリンダヘッド１２を冷却する冷却
水系ＣＬ−１２と、シリンダブロック３４を冷却する冷
却水系ＣＬ−３４とを別系統として、且つ、シリンダヘ
ッド冷却水系ＣＬ−１２内の冷却水温度を、シリンダブ
ロック冷却水系ＣＬ−３４内の冷却水温度よりも低く設
定してある。そして図１３の実施例では、吹き返し吸気
冷却用クーラ５、５Ａ、５Ｂに代えて、低い温度の冷却
水で冷却されるシリンダヘッド１２自体が吹き返し吸気
冷却手段を構成している。

【００３１】ここで、シリンダブロック冷却水系ＣＬ−
３４内の冷却水温度をシリンダヘッド冷却水系ＣＬ−１
２内と同等まで低下せしめて、エンジン全体の冷却水温
度を下げないのは、エンジン全体の冷却水温度を下げた
場合には、オイルの温度が低下し、摩擦損失及び冷却損
失が増大するため、エンジンの効率が低下してしまうか
らである。これに対して、図１３で示す様にシリンダヘ
ッド冷却水系ＣＬ−１２内の冷却水温度のみを低く設定
すれば、摩擦損失及び冷却損失を増大する事無く、吸
（排）気ポートのみを冷却することが出来るのである。

【００３２】ここで、図１３では示されてはいないが、
シリンダヘッド冷却水系ＣＬ−１２をインタークーラ３
（図１３では図示せず）の冷却水系、或いは吸気冷却用
クーラ５、５Ａ、５Ｂ（図１３では図示せず）の冷却水
系と共通させても良い。また図１３で示す実施例におい
て、図示されてはいないが、シリンダヘッド１２自体で
構成される吹き返し吸気冷却手段に加えて、上述した吹
き返し吸気冷却用クーラ５、５Ａ、５Ｂをも設けること
が可能である。

【００３３】なお、図示の実施例において、エンジン１
はガスエンジンのみならず、ガソリンエンジン、ディー
ゼルエンジン、その他でも適用可能である旨を付記す
る。

【００３４】

【発明の効果】以上の説明した様に、本発明のミラーサ
イクルエンジン用吸気機構によれば、遅閉じミラーサイ
クルの吸入行程から圧縮行程に至る場合に、吹き返され
る高温の吸気（吹き返し吸気）は、シリンダ側の吸気ポ
ートと吸気マニホルド側との結合部に介装された吹き返
し吸気冷却用クーラを通過する際に冷却される。そのた
め、次の吸気行程には充填効率の高い冷えた吸気がシリ
ンダ内に吸入されるのである。

【００３５】従って、体積効率が向上し、ミラーサイク
ルの長所である熱効率の向上が十分に果すことが出来
る。それに加えて、ノッキングが抑制されるので、エン
ジン出力が低下することも防止される。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施例を示すブロック図

【図２】本発明による吹き返し吸気冷却用クーラを含む
吸気系を示す平面図。

【図３】早閉じミラーサイクルのバルブリフト特性図。

【図４】ロータリバルブを用いた従来の早閉じミラーサ
イクルエンジンを示すブロック図。

【図５】早閉じミラーサイクルのＰＶ線図。

【図６】遅閉じミラーサイクルのバルブリフト特性図。

【図７】吸気バルブ閉じ時期を変数とした場合の吸気ポ
ートの吸気温度を示すグラフ。

【図８】ノッキング限界における吸気温度と出力の関係
を示すグラフ。

【図９】吹き返し吸気冷却用クーラの他の例を示す平面
図。

【図１０】吹き返し吸気冷却用クーラのさらに別の例を
示す平面図。

【図１１】吹き返し吸気冷却用クーラと吸気ポートの相
対位置関係を示す部分断面図。

【図１２】インタークーラの冷却水系と吹き返し吸気冷
却用クーラの冷却水系との関係を示すブロック図。

【図１３】本発明の他の実施例で用いられるエンジンを
示すブロック図。

【符号の説明】

１・・・エンジン２・・・吸気管３・・・インタクーラ４・・・ターボチャージャ５、５Ａ、５Ｂ・・・吹き返し吸気冷却用クーラ６・・・ロータリバルブ１１・・・シリンダ１２・・・シリンダヘッド１３・・・ピストン１５・・・吸気弁１７・・・吸気ポート２０・・・吸気マニホルド３２・・・気筒３４・・・シリンダブロック

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】遅閉じミラーサイクルエンジンの吸気マ
ニホルドと、シリンダヘッドの各々の吸気ポートとの結
合部に、該ガスエンジンのシリンダ内から吹き返された
混合気を冷却する吹き返し吸気冷却手段を設けたことを
特徴とするミラーサイクルエンジン用吸気機構。
【請求項２】前記吹き返し吸気冷却手段は、エンジン
の全ての気筒について共通しており且つ一体型に構成さ
れている請求項１のミラーサイクルエンジン用吸気機
構。
【請求項３】前記吹き返し吸気冷却手段は、複数個設
けられた分割型に構成されている請求項１のミラーサイ
クルエンジン用吸気機構。
【請求項４】前記吹き返し吸気冷却手段が、エンジン
の気筒の内部に入り込んだ態様で配置されている請求項
１、２、３のいずれか１項のミラーサイクルエンジン用
吸気機構。
【請求項５】前記吹き返し吸気冷却手段の冷却水系
は、エンジンの吸気管に介装されたインタークーラの冷
却水系と連通している請求項１、２、３、４のいずれか
１項のミラーサイクルエンジン用吸気機構。
【請求項６】前記エンジンは、シリンダブロックを冷
却する冷却水系と、シリンダヘッドを冷却する冷却水系
とが別系統となっており、シリンダヘッドを冷却する冷
却水系の水温はシリンダブロックを冷却する冷却水系の
水温よりも低く、低い水温の冷却水系により冷却される
シリンダヘッド自体が前記吹き返し吸気冷却手段を構成
している請求項１のミラーサイクルエンジン用吸気機
構。
【請求項７】前記シリンダヘッドを冷却する冷却水系
は、インタークーラの冷却水系と連通している請求項６
のミラーサイクルエンジン用吸気機構。