【発明の詳細な説明】
〔ロータリーバルブ用シール手段〕
この発明は、内燃式エンジンのロータリーバルブ用ガスシール手段の正確な作
動を可能にするオイルシール手段、ガスシール手段および減圧手段に関するもの
である。
この発明は、ベアリングの支持領域内に存在する潤滑剤および幾つかの場合に
は冷却目的で存在する潤滑剤をロータリーバルブ式の内燃式エンジンの燃焼室か
らシールするためのシール手段、そして前記燃焼室からのガスの軸線方向排出流
をシールするためのシール手段を提供する。このシール手段は、２ストローク型
および４ストローク型の両方の種類の内燃式エンジンに適用することができ、ま
たこのシール手段は、中央作動部分がハウジング内で回転するようにロータリー
バルブが形成されていてそのロータリーバルブが当該ロータリーバルブとそのハ
ウジングとの間の小さな作動隙間を維持するベアリングにより支持されているよ
うな全てのロータリーバルブ構体に関連している。
この発明は、内燃式エンジンのロータリーバルブであって、円筒状バルブと、
前記円筒状バルブの各端部にてその円筒状バルブを前記エンジンのシリンダーヘ
ッドの孔内での回転のために、それら円筒状バルブとシリンダーヘッドの孔との
間の小さな半径方向隙間と、燃焼室とその小さな半径方向隙間との間の連通手段
とを伴って支持するベアリング手段と、前記ベアリング手段の潤滑のためのオイ
ルと、前記燃焼室への前記オイルの前記小さな半径方向隙間を通る軸線方向内向
きの漏れを防止するために前記ベアリング手段に対し軸線方向内側に配置された
オイルシール手段と、前記オイルシール手段と前記ベアリング手段との間に位置
してオイルを保持するオイル保持空間と、前記燃焼室からのガスの前記小さな半
径方向隙間を通る軸線方向外向きの漏れを最少化するために前記オイルシール手
段に対し軸線方向内側に配置されたガスシール手段と、を持つロータリーバルブ
において、
前記各ガスシール手段が、前記円筒状バルブの周囲もしくは前記シリンダーヘ
ッドの孔内に形成された少なくとも一つの周方向溝内に収容されて他方の表面へ
向けて半径方向へ予備荷重を与えられた少なくとも一つのピストンリング形の周
囲シール要素からなり、また前記各オイルシール手段が、前記シリンダーヘッド
の孔に対しこれも小さな半径方向隙間を持つ非回転の環状部材と、その環状部材
と前記シリンダーヘッドの孔との間の前記小さな半径方向隙間をシールする第２
のシール手段と、その小さな半径方向隙間の周辺部に位置して前記周囲シール要
素と前記第２のシール手段との間に延在する環状キャビティーとからなり、前記
環状部材が、前記円筒状バルブに配置された半径方向へ延在する面を摺動可能に
シールするために配置された実質的に半径方向へ延在する面を有し、そしてスプ
リング手段が、前記環状部材の前記半径方向へ延在する面を前記円筒状バルブの
前記半径方向へ延在する面へ向けて付勢するために前記環状部材の一端部に作用
している、ということを特徴としている。
この発明の好ましい一実施態様はまた、圧縮ストロークの開始時の前記燃焼室
からの高い圧力のガス流に起因して前記環状キャビティー内で生ずる圧力が、前
記環状部材を離座させてその環状キャビティー内の高圧ガスが前記オイル保持空
間内に排気されることを可能にするように、前記スプリング手段に予備荷重を与
えて、その高圧ガスの排気が、前記周囲シール要素を前記周方向溝の軸線方向外
方の半径方向へ延在する面に対し密に着座させるためにその周囲シール要素を横
向きに付勢するのに十分な圧力低下をもたらす前記環状キャビティー内での圧力
の急激な低下を生じさせるようにする手段からなる減圧手段をも提供する。
この発明の好ましいもう一つの実施態様はまた、その後の圧縮および膨張スト
ロークにおける前記環状キャビティー内での圧力上昇を最少化する作用をする排
気手段であって、エンジンサイクルの全体に亘り前記環状キャビティーと前記オ
イル保持空間との間に平均して正の圧力勾配を確実に維持するために前記環状キ
ャビティーからのガス流に対する十分な抵抗を有する排気手段をも提供する。
以下に、この発明の本質がより良く理解され得るように、添付図面を参照しつ
つこの発明の一実施態様を例示の形で説明する。ここに図１は、シリンダーヘッ
ドの孔内に配置された、この発明に基づくロータリーバルブ構体の一実施態様を
示す縦断面、図２は、その実施態様におけるシール構体の詳細を示す、図１のＡ
部の拡大断面図、図３は、そのシール構体の一部を形成している環状部材を示す
断面図、図４は、その図３のＢ部の拡大図、図５は、上記シール構体の作動を示
す、そのシール構体の一部の略線図、図６は、前記シール構体の作動を制御する
手段を示す、そのシール構体の一部の略線図、図７は、図５に示す構成の変更例
を示す、図５と同様の図、そして図８は、図７に示す構成の変更例を示す、図７
と同様の図である。
図１には、この発明を具現化した一つの代表的なロータリーバルブ構体が示さ
れている。この図１には、この発明には関連しない構造の特徴的部分も含まれて
おり、それらについては特に説明はしない。
ロータリーバルブ10は、二つのニードルローラーベアリング11によって支持さ
れており、そのロータリーバルブの中央部分（すなわち上記二つのベアリングの
間に位置する領域）は、シリンダーヘッド12の孔20に対し常に小さな半径方向隙
間を維持して回転するように設計されている。燃焼室13からのガスの軸線方向排
気流は、周囲シール要素14の存在によって妨げられる。
周囲シール要素14は、ピストンリング形のもので、この例ではロータリーバル
ブの周方向へ延在する溝27（図２）内に収容されており、そしてそれらの周囲シ
ール要素14の周面は、上記シリンダーヘッド12の孔20へ向けて予備荷重を与えら
れている。周囲シール要索14はその形状から必然的に、それらの両端の間に小さ
な隙間を有しており、その隙間は、周囲シール要素14を通過する幾らかの漏れを
許容する。この隙間を、この明細書では以後「リング隙間」と呼ぶ。
周囲シール要素14は、それらを収容するための上記溝27に対して小さな軸線方
向隙間を有している。従って周囲シール要素14は、上記燃焼室からのガスの軸線
方向排気流をシールするために、溝27の軸線方向外方の半径方向へ延在する面28
に対して押圧される必要がある。この押圧が生ずれば、その周囲シール要素14を
通過するガスの漏れが、上記リング隙間と、上記シリンダーヘッド12の孔20に対
するロータリーバルブ10の周囲の半径方向隙間とによって画成される小さな領域
を通り得る流れにまで制限される。
周囲シール要素14を溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28に対して押圧する
予備荷重を与えることは不可能である。というのはかかる予備荷重は、その溝27
の軸線方向外方の半径方向延在面28と周囲シール要素14の軸線方向外方の半径方
向延在面29との間への如何なる潤滑剤の受け入れも妨げるからである。従って、
軸線方向外方の半径方向延在面28に対する周囲シール要素14の着座は、その周囲
シール要素14を半径方向延在面28へ向けて軸線方向外方へ付勢するためにその周
囲シール要素14に横向きに作用する、十分な圧力降下の発生に依存することにな
る。
ニードルローラーベアリング11とシール構体16との間の空間23内には、ローラ
ーベアリング11を潤滑するためおよび、ロータリーバルブ10内に肉抜き形成され
た通路15を通る流れによってそのロータリーバルブ10を冷却するための手段とし
てのオイルが存在している。
このオイルの、燃焼室13内への移動は、シール構体16の存在によって妨げられ
ており、各シール構体16は、環状部材17と、「Ｏ」リング（オーリング）21とか
らなっている。
各シール構体16は、組み合わせ面シール／ワンウエイバルブとして作動するも
のであり、このシール構体16を正確に作動させるには、以下の五つの特徴的部分
が必要とされる（図２参照）。
（a）環状部材17。この環状部材17の詳細は図３および図４を参照のこと。この
環状部材17は、その周辺部分にて周方向へ延在する溝および、ロータリーバルブ
の半径方向延在面19に対し着座する磨かれた半径方向延在面18を持つ環状のリン
グであり、この環状リングは、鋳鉄もしくは他の適当な材料から作ることができ
る。この材料は（金属特有の）高い剛性を有する必要がある。というのはその環
状リングの断面高さは、ロータリーバルブを支持しているニードルローラーベア
リング11の、典型的には４mmしかない高さに制限されるからである。加えて、シ
ール構体16の作動は、ロータリーバルブの半径方向延在面19から離間した後ウエ
ーブスプリング22の作用でその半径方向延在面19上へ戻る環状部材17の動きを必
然的に含むので、上記材料は、環状部材17の半径方向延在面18が部分的に変形し
たり平坦度を損なったりすることなしに衝撃に耐える得るものである必要がある
。この点が、面シール要素の一方をカーボンとするのが一般的な手法である面シ
ールの慣用技術からの重要な逸脱部分であり、この出願
では、カーボンが有する剛性および強度は不十分である。
（b）「Ｏ」リング21。
（c）ウエーブスプリング22。
（d）平面の向きがロータリーバルブ10の軸線に直角である、ロータリーバルブ1
0上のバルブ半径方向延在面19。このロータリーバルブ10上の面19は、研削面で
ある。この面が磨かれていないのは、完成したロータリーバルブ10上での上述し
た作動の性質の相違に起因するものである。この点も、もしも十分なシール性能
を得るのであれば互いに当接する両方の面が磨かれるのが必須である面シールの
慣用技術からの重要な逸脱部分である。
（e）シール構体16の後面に作用するオイルの圧力が常にそこに存在するよう配
置された、オイルで満たされる空間23。そのオイルの圧力は、ある大きさの、し
かしながら小さい正の圧力でありさえすれば、その大きさは重要ではない。この
空間23は、その内部に収容されているオイルの内方および外方へ向かう流れのた
めの備蓄を有している必要がある。
〔作動方法〕
前記エンジンが停止している時には、環状部材17の半径方向延在面18は、スプ
リング22の存在によって、ロータリーバルブ10の半径方向延在面19と接触するよ
うに強いられている。また空間23内のオイルの圧力はゼロである。かくしてオイ
ルは、それら二つの面間を通る移動を妨げられている。そして環状部材17の周辺
部を通るオイルの漏れも、「Ｏ」リング21によって妨げられている。
前記エンジンが運転されている時には、状況はより複雑なものとなる。すなわ
ちピストンが、４ストロークサイクルの吸入、圧縮、膨張および排気ストローク
に応じてシリンダー内で昇降するので、燃焼室13内には、周期的に変化する圧力
が生ずる。ロータリーバルブ10は、シリンダーヘッド12の孔20に対する半径方向
隙間を有しているので、この圧力は、周囲シール要素14を収容しているバルブの
溝27に直接的に連通している。この圧力の幾分かもしくは全てによってどのよう
に周囲シール要素14が反応するかは、その周囲シール要素14と「Ｏ」リング21と
の間の環状キャビティー24と関連するであろう。それらのストロークの間の作動
の詳細を、以下に説明する。
〔吸入ストローク〕
このストロークの間は、ピストンが、吸入路から空気を引き込みながらシリン
ダー内で下降し、スロットルの位置に応じて20kPaから90kPaまでの大きさの範囲
で変化する負の圧力が発生する。周囲シール要素14には、それをバルブの溝27に
シール接触するように押圧する予備荷重は存在しないので、この圧力は、環状キ
ャビティー24内にも存在するであろう。空間23内のオイルの圧力は正であるので
、半径方向延在面18を横切る圧力勾配が存在し、その圧力勾配は、オイルを空間
２３から環状キャビティー24内へ移動させようとする。ここで、そのシール部の
当接している面は、両方共磨かれているという状態ではないので、それらの面は
完全な面シールとしては作用せず、それゆえそれらの半径方向延在面18，19の間
では、環状キャビティー24へ向かう少量のオイルの移動が生ずるであろう。
〔圧縮ストローク〕
ピストンがシリンダー内で上昇を開始するとともに吸入バルブが閉じると、シ
リンダー内の圧力は急速に上昇し始め、周囲シール要素１４に隣接するキャビテ
ィー25内でも同様に、圧力が上昇ずるであろう。再びいうと、このリングをそれ
が収容されている溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28へ押圧する予備荷重を
このリング14は与えられていないので、ガスは、その周囲シール要素14を通って
環状キャビティー24内へ流れるであろうが、そのガスのさらなる漏出は、シール
構体16の存在によって防止されるであろう。これに引き続く出来事の順序は、圧
縮ストロークの開始時の溝27内での周囲シール要素14の初期位置に応じて異なる
ものとなる。すなわち、周囲シール要素14の軸線方向外方の半径方向延在面29が
溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28に対し大きな距離をあけて位置している
場合には、それらの面間にはガスの流れに対し極めて小さい抵抗が存在するであ
ろう。そしてそこには周囲シール要素14を横切って、それを溝27にシール接触さ
せるように付勢するには不十分な圧力降下が存在するであろう。従って、環状キ
ャビティー24内での圧力上昇は、極めて急速で、燃焼室13内での圧力上昇に速や
かに追従するものとなるであろう。シリンダー内の圧力は上昇し続けるので、環
状キャビティー24内の圧力がスプリング22を圧縮して環状部材17を離座させるの
に十分な程高くなる段階が、到来するであろう。
この環状キャビティー24内の高圧のガスは次いで、半径方向延在面18，19の間
を通って空間23内のオイル内へ漏れ出し、その結果としての環状キャビティー24
内の急激な圧力降下は、周囲シール要素14をそれが収容されている溝27の軸線方
向外方の半径方向延在面28にシール接触させるのに十分な、キャビティー25と環
状キャビティー24との間での圧力降下をもたらす。かくして、キャビティー25か
ら環状キャビティー24への空気の漏れは、周囲シール要素14のリング隙間を通り
得る空気の漏れだけに制限され、そのリング隙間は、極めて小さいので、僅かな
量の通過しか許容しない。
周囲シール要素14の軸線方向外方の半径方向延在面29が溝27の軸線方向外方の
半径方向延在面28に対し小さな距離の位置にある場合には、それらの面間にはそ
こを通るガス流に対する相当の抵抗が存在するであろう。そしてそこには周囲シ
ール要素14を溝27にシール接触させるように付勢するのに十分な、かなりの圧力
降下が生ずるであろう。かくして、環状キャビティー24内への流れは、上記リン
グ隙間を通り得る分だけに制限され、そこでの圧力上昇は、燃焼室内での圧力上
昇に対して十分遅れた、比較的ゆっくりしたものとなるであろう。しかしながら
この低い漏れ出しの程度にもかかわらず、環状キャビティー24の小さな容積は、
概して、結局は環状キャビティー24の圧力を、環状部材17を離座させるのに必要
な程度を越えるものにしてしまう。しかしながら、環状キャビティー24内へのガ
スの低い漏れ出しの程度が環状部材17の離座を防止するのに十分な程遅くなるよ
うな幾つかの状況も存在する。例えば、エンジンが低負荷もしくは無負荷で運転
されている時には、燃焼室内での圧力上昇はゆっくりしており、最高圧力も概し
て低いものとなるので、幾つかの状況では、シリンダー内の最高圧力が環状部材
17を離座させるには不十分なものとなり得る。他の状況でも、シリンダー内圧力
は、利用可能な時間内に、環状部材17を離座させるのに必要な圧力を達成するの
に十分な量のガスを上記リング隙間を通して移動させるには不十分なものとなる
かもしれない。
エンジンでは、溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28に対する周囲シール要
素14の位置を制御することは不可能である。それゆえ、上記ガスシールおよびオ
イルシール構造では、上述した両極端の間の範囲での挙動が見られるであろう。
ここで注意すべき重要な点は、幾つかの瞬間には、周囲シール要素14が正しく機
能することは環状部材17の離座によってのみ達成されるということである。他の
瞬間には、周囲シール要素14が正しく機能することは環状部材17の離座なしでも
達成されるが、その着座した周囲シール要素14を通る漏れは概して、環状キャビ
ティー24内に、結局は環状部材17を離座させるに十分な圧力をもたらす。
シール構体16の後側の、僅かに加圧されたオイルを保持する空間23の存在は、
環状部材17が当初に離座している場合に、エネルギーを分散させるのに不可欠で
ある。図５の状況を考えてみると、環状部材17が着座して半径方向延在面18，19
が接触している時は、それを離座させるために作用する正味の力は、環状キャビ
ティー24内の圧力と、環状部材17の外径とシリンダーヘッド12の孔20との間に含
まれる面積との積であるが、環状部材17が（図示のように）一旦持ち上げられて
離座すると、空気圧はこんどは環状部材17の半径方向延在面18全体に亘って作用
する。典型的には、それらの受圧面積の比は100を越え、これにより環状部材17
には、それを後退方向へ加速するために極めて大きい衝撃的な力が作用すること
になる。環状部材17の半径方向延在面18は、それが当接していたロータリーバル
ブの半径方向延在面19から離間するように移動するので、シール構体16の後部の
周囲のオイルの存在は、そのオイルが空間23内からそこに連通している肉抜き形
成された通路15を通って外部へ移されねばならないことを意味する。かくしてそ
の空間23内のオイルは、ショックアブソーバーとして作用し、環状部材17の軸線
方向速度に比例した制動力を加える。
〔膨張ストローク〕
膨張ストロークの間、燃焼室内の圧力は、1000psiもしくは、スロットルのセ
ット状態によってはそれ以上の高さにさえ到達する。大部分の場合、環状部材17
は上記圧縮ストロークの間に既に離座しており、また周囲シール要素14は溝27の
軸線方向外方の半径方向延在面28に対し着座している。そして周囲シール要素14
のリング隙間を通る少量のガス漏れが、環状キャビティー24内を小さな正の圧力
に維持する。環状部材17は離座した状態を維持され、そしてその空気は空間23内
へ移動される。
〔排気ストローク〕
一旦排気バルブが開くと、シリンダー内の圧力は急速に下降し、環状部材17は
スプリング2２によって、ロータリーバルブの半径方向延在面19上に再度着座さ
せられる。
上記の点から明らかなように、どのエンジンサイクルの間でも、環状キャビテ
ィー24は概して、吸入ストロークの間は負の、そして圧縮および膨張ストローク
の間は正の、振動的なガス圧を受けており、これに加えて、空間23内には、加圧
されたオイルが存在している。かくして、−サイクル中の幾つかの部分（例えば
吸入）の間には、負の圧力勾配が環状キャビティー24と空間23との間に存在し、
その負の圧力勾配は、オイルを半径方向延在面18，19間から環状キャビティー24
へ向けて移動させる役割を果たす。一サイクル中の他の部分（例えば圧縮および
膨張ストローク）の間に環状キャビティー24と空間23との間に存在する正の圧力
勾配は、環状キャビティー24内のガスを半径方向延在面18，19間を通して空間23
へ向かわせる。この環状キャビティー24から空間23へ向かうガスの移動は、半径
方向延在面18，19間に存在するいかなるオイルをも前方へ追いやる。
かくして、どのエンジンサイクルの間でも、一サイクル中の一部の間にオイル
が、そのサイクル中のその後の出来事によって空間23へ向けて押し戻されるため
だけに、半径方向延在面18，19間から環状キャビティー24へ向けて移動する、と
いう一連の出来事が生ずる。ここでのオイルは、二つの条件が維持される限り決
して環状キャビティー24に到達することはできないであろう。すなわち、
（i）エンジンサイクル全体に亘り、環状キャビティー24と空間23との間の圧力
勾配の平均が正であること。
（ii）エンジンサイクル中の、シリンダー内圧力が負であるどの部分の間につい
ても、半径方向延在面18，19の特性とそれらの面の半径方向高さとが、その半径
方向高さの全体を横切るオイルの移動を防止するのに十分であること。
図１，図２，図５および図６に示す構成では、上記（ｉ）の条件は常に満たさ
れるであろう。これは、吸入ストロークはサイクルタイムの四分の一を占めるに
過ぎず、吸入ストロークが有する圧力は最も低くても−100kPaに限られる、とい
う事実の結果である。
図１，図２，図５および図６で説明された機構では、環状部材17が概ねエンジ
ンサイクルの全体に亘って（しかしながら常にではなく）離座しているというこ
とが明言されている。この環状部材17の離座は、上述した機構での特別な場合で
あり、環状部材17が一旦離座すると、環状キャビティー24と空間23との間の大き
な正の圧力勾配が、環状キャビティー24から空間23へのガスの急速な排出流をも
たらし、その排出されるガスは、その前方の、半径方向延在面18，19上に存在す
る如何なるオイルも搬送する。もしも環状部材17が着座し続けてもこの機構は作
動するが、環状キャビティー24から空間23内へ流れ得るガスの程度は、利用し得
る小さな通流領域および、その流れの前方で半径方向延在面18，19間に挾まれた
オイルを押す必要性のゆえに厳しく制限される。かかる半径方向延在面18，19の
互いに近接した状態は、そのガスの排出流に付加されるオイルに大きな粘性と毛
管引力とを生じさせる。
幾つかの種類のエンジンでは、ガスは給気管内で予め混ぜられた空気と燃料と
の混合物からなり、環状部材17が離座している時には、この空気と燃料との混合
物の僅かな部分が空間23内へ逃れて、その空間23内のオイルと混ざり合う。これ
は、シリンダー内で生ずるのと同様の状況であり、シリンダー内では、圧縮およ
び膨張ストロークの間に空気と燃料との混合物がピストンリングを通ってクラン
クケース内へ漏れるが、それらはその後クランクケースから吸入システムへ排気
され、そこからエンジン内へ戻される。
後者の過程では、燃料の極めて僅かな部分は、オイルと結合され、吸入システ
ムへは戻らないが、その結果としてのオイルの量の増加は、その程度が概してピ
ストンリングおよびバルブステムを通って燃焼室内へ失われるオイルと相殺する
のに十分な程少ない場合以外は、問題となるであろう。
しかしながら、かかる過程とロータリーバルブで生ずるそれとは、一つの大き
な相違がある。すなわち、ピストンリングを通って逃げるガスの場合には、それ
らは空気によって大部分が占められている空間内で膨張するが、ロータリーバル
ブの場合には、それらはオイルで全体的に占められた空間内で膨張する。かかる
状況下では、燃料はより容易にオイル内に吸収されることが判明している。従っ
て、このオイルと燃料との混合物の量は、オイル消費率よりも速く増加すること
ができ、このことは油溜め内に保持されたオイルの量の明らかな増加の問題を生
じさせる。
シリンダー内に入る以前に予め混合された空気と燃料とを使用するエンジンで
は、オイルと混ざる燃料の割合を最少化することが望ましく、このことは、環状
部材17の離座する回数および離座する時間の長さの少なくとも一方を最少化する
ことによって最も良く達成される。このことは、環状キャビティー24を大気圧も
しくはそれに近い圧力の領域に連通させる大きな孔を設けることで、達成され得
る。すなわちこれにより、周囲シール要素14を通る漏れは、環状キャビティー24
内にいかなる顕著な圧力上昇をも生じさせずに、大気中に排気されることができ
る。
しかしながらかかる解決方法は、満たされるべき条件（i）すなわち、エンジ
ンサイクル全体に亘り、環状キャビティー24と空間23との間に平均して正の圧力
勾配を有するという要求を許容しないであろう。従ってこの方法では、空間23か
ら環状キャビティー24へのオイルの漏れが生ずるであろう。
しかしながら、もしも極めて小さい断面積の排気通路31が、環状キャビティー
24を大気圧の領域に連通させるのに使用されるのであれば、その排気通路31を横
切るかなりの圧力低下が生ずるであろう。そしてその排気通路断面積を適当に選
択すれば、上記条件（i）を満たすことができる。かかる構成は、図７に示され
ており、その排気通路31は、最も不利な作動状態下でも平均すると正の圧力勾配
が環状キャビティー24と空間23との間に確実に維持される寸法とされている。た
だしこの構成は、環状部材17が離座しないであろうということを保障するもので
はなく、むしろ離座の頻度を最少化するものである。
平均して正の圧力勾配を環状キャビティー24と空間23との間に維持することに
関する最も不利な作動状態は、（i）エンジン負荷およびスロットルのセット状
態が低い場合および、（ii）圧縮ストロークの開始時に周囲シール要素14の軸線
方向外方の半径方向延在面29が溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28と近接し
ている場合に生ずる。というのは、周囲シール要素14が直ちに溝27の軸線方向外
方の半径方向延在面28に着座し、環状キャビティー24へ向かうガスの流れが前記
リング隙間を通り得る流れに制限されるからである。排気通路31の寸法は、ガス
の流出量がリング隙間を通る流入量に概ね一致して環状キャビティー24内を適当
な圧
力に維持するように選択される。
この一方、もしもエンジン負荷およびスロットルのセット状態が高く、圧縮ス
トロークの開始時に周囲シール要素14の軸線方向外方の半径方向延在面29が溝27
の軸線方向外方の半径方向延在面28に対し幾らかの距離をおいている場合には、
環状キャビティー24内への質量流の流入度合いは、上述した場合よりも数倍大き
くなるであろう。そしてこの結果としての環状キャビティー24内での大きな圧力
の発生は、環状部材17の離座を生じさせるであろう。
それゆえ、環状部材17が離座して空気と燃料との混合物を空間23内のオイル内
に放出する頻度は、排気通路31の通流制限およびエンジンの作動条件との関数と
なるであろう。
上記排気通路に加えて、他の修正も時には必要になるであろう。ロータリーバ
ルブ10の周囲とシリンダーヘッド12の孔20との間に存在する極めて小さな半径方
向隙間によって、排気通路31への入り込みに使用し得る通流断面積は、排気通路
それ自体の断面積よりも小さくなるかもしれない。例えば、もしも半径方向隙間
が0.1mmで、排気通路の直径が１mmであるならば、排気通路31への入り込みに使
用し得る通流断面積は排気通路それ自体の断面積の38％に過ぎないものとなる。
この問題は、溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28とロータリーバルブの半径
方向延在面19との間に位置するロータリーバルブ１０の外周面を研削して平坦な
放圧部を形成するとともに溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28とロータリー
バルブの半径方向延在面19との間の領域に排気通路31を配置することによって解
決することができる。ここで、その放圧部の周方向位置は、環状キャビティー24
からの最大流量の流れが必要なエンジンサイクルの部分にある際にその放圧部が
排気通路31に確実に整列するような位置とされる。
実際上この方法の有効性は、排気通路31の有効通流断面積をバルブ回転位置の
関数として制御するために、溝27の軸線方向外方の半径方向延在面28とロータリ
ーバルブの半径方向延在面19との間に位置するロータリーバルブ10の外周面を適
切に輪郭研削することによって、顕著に高まる。例えば、圧縮ストロークの初期
には、シリンダー内圧力は小さく、周囲シール要素14のリング隙間内の空気の密
度も低い。従って環状キャビティー24への質量流の流入度合いも低いので、上記
した比較的断面積が大きい排気通路31の存在は、環状キャビティー24内の圧力が
ゆっくり上昇することを意味する。この時期に、もしもロータリーバルブ10の外
周面上に上記放圧部が存在なければ、有効通流断面積は排気通路31の断面積の38
％まで減少し、それゆえ環状キャビティー24内の圧力は相当速やかに上昇する。
ここでの目的はエンジンサイクルの間中正味の平均圧力を正に維持することにあ
るので、このことは極めて望ましい。
上記ロータリーバルブは、半径方向隙間が、圧縮ストロークの初期から正規の
隙間に対して増加し始めて、シリンダー内圧力が最大の時点（この時点で環状キ
ャビティー24への質量流の流入度合いが最高になる）で最大隙間になるように、
輪郭研削される。かくして、シリンダー内圧力が最大の時点では、排気通路31へ
の流入は遮られず、排気通路の全断面積が、環状キャビティー24へ流入するガス
の排気のために使用し得るようになる。ここでの目的は、環状部材17を離座させ
るのに要する圧力を越える圧力が環状キャビティー24内で生ずるのを防止するこ
とにあるので、環状キャビティー24内での圧力上昇の最少化のために、シリンダ
ー内圧力が最大の時点で利用可能な通流断面積を最大化することは、極めて望ま
しい。
図８には、環状部材17の離座の頻度を減少させるための代わりの手段が示され
ており、この手段も、上述したような排気通路31の使用を含んでいる。そしてそ
の排気通路31の出口には、圧力放出バルブ32が装着されている。ここでの排気通
路31の寸法は、環状キャビティー24内の圧力が環状部材17を離座させるのに要す
る圧力を越えないであろうことを保障するように選択され、また圧力放出バルブ
32は、環状部材17を離座させるのに要する圧力よりも幾らか低い圧力で開くよう
にセットされる。
〔システムのチューニング〕
環状キャビティー24は圧縮および膨張ストロークの大部分に亘って加圧される
ので、スプリング22は、排気ストロークの間内に環状部材17を再度着座させるこ
とができなければならない。従ってそれは、環状部材17の慣性と「Ｏ」リング21
によって与えられる抵抗とを克服し得るものでなければならない。これに要求さ
れるスプリング力は５kgのオーダーであると、経験は示している。
シリンダーヘッド12の孔20に対する環状部材17の外周面の半径方向隙間は概ね
極めて小さく維持されるので、環状部材17を離座させるようにガス圧力が作用し
得る正味の面積は極めて小さい。それゆえ、環状部材17を離座させるのに必要な
圧力は大きい。
エンジンサイクルには、環状部材17が離座して環状キャビティー24内の圧力を
放出した後のみ周囲シール要素14が有効に着座し得るようなある一定の部分が存
在するので、周囲シール要素14の着座の前には、少量のガスの漏出を被る。この
損失の程度は、環状キャビティー24の容積および、環状部材17の離座の前に環状
キャビティー24内の内容物が到達する圧力に比例する。かくして、損失を最少化
するには、環状キャビティー24の容積と環状部材17を離座させるのに必要な圧力
とを両方とも最小化することが望ましい。環状部材17を離座させるのに必要な圧
力は、図６に示すように、その環状部材17の半径方向延在面18に段部30を設ける
ことで制御することができる。そしてその半径方向高さＤを変えれば、どんな大
きさが望まれてもその大きさの圧力に、環状部材17を離座させるのに必要な圧力
を調節することができる。
当業者であれば、請求の範囲に移載したこの発明の範囲を外れることなしに、
上記実施態様で示したこの発明に多数の変形や修正を加え得るということは、理
解されるであろう。それゆえこの実施態様は、全ての点で例示的なものであり、
限定的なものではないと考えられるべきである。
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【要約の続き】
徴としている。