JPH10507241A - デュアルピストン内燃エンジン - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 合体されてその間に燃焼空間（12）を形成する少くとも二つのシリンダ（４，８）と、第１のシリンダ（４）内で往復動するようにされた第１のピストン（３）と、第２のシリンダ（８）内で往復動するようにされた第２のピストン（７）とを有する内燃エンジン（１）。二つのピストンは、それらのそれぞれのクランク軸を接続するチェーン駆動手段を介して駆動的に結合され、そして互いに同期して作動し、第２のピストンが第１のピストンの半分の周期で動くようにされる。空気・燃料混合物吸入口（14）及び排気口（15）は、第２のシリンダ（８）の壁に設けられ、そして第２のピストン（７）の動きで開閉される。さらに排気口（15）を外部（すなわち排気系）に接続する排気ポート（16）を開閉するディスク型回転弁のような排気口密閉弁（17）が設けられ、この排気口密閉弁（17）は、内燃エンジンが吸入行程にありかつ排気口（15）が第２のピストン（７）で塞がれていない時に、排気ガスが燃焼室（12）に再入するのを防ぐように排気ポート（16）を閉じる。空気・燃料混合物は、通常リード弁である一方向弁（13）を介して燃焼室（12）に導入される。

Description

【発明の詳細な説明】 デュアルピストン内燃エンジン 技術分野 本発明は、内燃エンジンの改良に関するものである。特に、本発明は一シリン ダ当たり二つのピストン、すなわち主ピストンと副ピストンを備え、副ピストン の動作サイクルが主ピストンの半分である内燃エンジンに関する。 背景技術 今まで長年わたって、ガソリン、ディーゼル及びガスのような燃料から動力を 得て、それをある形、例えば回転運動または直線運動に変換する内燃エンジンが 開発されてきた。このような内燃エンジンは船舶、自動車、自動二輪車、発電機 さらにはチェーンソーのような広範囲の種々の装置を駆動するのに使用できる。 基本的な形式では、内燃エンジンは、燃料を燃焼させることにより化学的エネル ギーを機械的エネルギーに変換する。 内燃エンジンにおいては沢山の研究及び開発がなされ、その結果多くの種々な 設計がなされてきた。これらの中には４ストローク型、２ストローク型、ロータ リー型及びスリーブ弁型のエンジンが含まれている。これら全ての研究及び開発 は、エンジンの効率を改善し、そして出力対重量比を高めて信頼でき強力でしか も出力帯域を広くできるようにすることを目的としていた。 エンジンの出力を高める最も容易な方法は、単に、容積すなわち変位量を増や すことにある。しかしながら、ある所定寸法のエンジンでは、出力を高めること のできる種々の他のファクタが存在する。特定の寸法のエンジンの場合、利用で きる出力は、出力行程中のシリンダ内の圧力、出力行程の速度（普通、単位時間 当たりの回転数、rpmとして知られている）、エンジンにおける摩擦及び体積効 率の関数である。従って、圧力を高めるか、rpmを高めるか、出力行程の長さを 長くするか、摩擦を減少させるか、体積効率を高めることにより、エンジンの出 力を高めることができる。上記のパラメータの幾つかは変えるのに制限がある。 例えば、圧力の増大は熱条件のため及び出力行程間にシリンダーに新しい空気・ 燃料混合物を再装填するエンジンの能力によって制限される。またrpmの増大は 、弁、軸受、ロッド及びピストンにおける慣性負荷のような機械的拘束力により 制限され、また出力行程の長さの増大はクランク軸における慣性負荷により制限 される。 本発明は、エンジンの出力を集合的に決める上記パラメータの幾つかを変える ことにより、ある所定の容積に対するエンジンの出力を改善しようとするもので ある。本発明は４ストローク型エンジンに向けられる。 発明の開示 本発明の唯一の形態である必要のない一つの形態すなわち実際に最も広義の形 態における内燃エンジンであって、該内燃エンジンが、 合体されてその間に燃焼空間を形成する二つのシリンダと、 上記二つのシリンダの第１のシリンダ内で往復動するようにされた第１のピス トンと、 第２のシリンダ内で往復動するようにされた第２のピストンとを有し、 上記第２のピストンが第１のピストンの半分の周期で動くように、これら二つ のピストンが互いに同期して作動するよう駆動可能に結合され、 また、第２のシリンダの壁の一つまたは複数の第１の開口を通る空気・燃料混 合物吸込み口を形成する手段と、 第２のシリンダの壁の一つまたは複数の第２の開口を通る排気吐出口を形成す る手段とを有し、 上記の開口が、第２のピストンの動きで開口を塞いだり開けたりすることによ り開閉するように位置決めされていることを特徴とする内燃エンジンが提供され る。 好ましくは、二つのシリンダは互いに同軸に整列される。 好ましくは、排気吐出口内には、内燃期間の動作サイクルにおける選択した時 間に排気吐出口を開閉する同期定時排気吐出口密閉弁が設けらる。 好ましい形態では、排気吐出口密閉弁はディスク型回転弁である。 この形式の排気吐出口密閉弁装置ではポペット弁が不要となる。このことは、 排気ガスの流路に弁が無いので体積効率を増大させることになる。また弁の応力 も低減し、そして熱が弁の狭いステムに沿ってのみ消散され、その部分に熱応力 が加わることにより生じる弁のホットスポッティングを防ぐことができる。さら に、ポペット弁は、燃焼空間が圧縮状態にある時、出力を要求する燃焼空間内に 延びることにより作動する。ディスク型回転弁においては、圧縮に対する動作に 出力を費やさないので、機械的効率が改善される。 好ましくは、ディスク型回転弁は、セラミックで被覆したプラスチック材料の ような適当な材料で構成されるが、アルミニウムやチタンのようなその他の材料 を使用してもよい。使用されるべき材料は、エンジンの受け得る応力、エンジン の到達し得る予想rpm及びエンジンの動作温度に影響を及ぼす使用されることに なる燃料によって決められ得る。当然、総製造コストも、ある場合にはエンジン を何のために使用するかに関連して決定ファクタとなる。 シリンダの外壁に対してディスク型回転弁が擦れることによる摩擦損失を避け ために、排気ポートは好ましくは、シリンダーの本体から幾分突出させ、それに よりディスク型回転弁は単にこの突出部に対してのみ擦れることになる。好まし くは、この突出部は、セラミックであるが、真鍮のような他の適当な材料も使用 できる。突出部を構成する異なる材料は単にその性質に基づいて選択される。従 って、真鍮は、比較的柔らかく、しかもディスク型回転弁を損傷させないので好 ましい材料であると言える。しかし、ディスク型回転弁を適位置に保持するよう に作用する力は遠心力であり、ディスク型回転弁のみが突出部に軽く接触するだ けであるので、摩耗は最少である。 動作サイクル中には第１、第２の開口の両方が第２のピストンで塞がれない期 間があるので、排気ガスが吸入弁に流入するのを防ぐために、吸入弁は好ましく はリード弁のような一方向弁または回転ディスク弁である。 排気及び吸入口の形状は好ましくは円形であるが、楕円形のような他の形状も 使用できる。形状は単に第２のピストンにおけるリングのような機械的許容誤差 で制限されるだけである。 好ましくは、燃焼空間内で空気・燃料混合物に点火する少くとも一つの点火プ ラグが設けられるが、エンジンは、圧縮のみで点火するディーゼル燃料を使用す るように変更したり、燃焼空間内に一つ以上の点火プラグを使用するように変更 してもよい。 好ましくは、空気・燃料混合物吸入口は、燃焼空間への層状装填のような燃焼 装填ができるように構成される。 層状装填は、燃焼室として知られた燃焼空間へ空気を入れる手段であり、空気 は暖められ、燃焼室の中心体積をリーンにさせる。第２の開口と回転ディスク弁 との間で排気口内に小さな管すなわち通路をのばすことができる。この管すなわ ち通路は、排気口の壁のまわりに空気の渦流を生じさせる方向で排気口に入り、 それで空気が燃焼空間すなわち燃焼室に入る時に渦流が第１の入口開口からの空 気・燃料混合物に対して実質的に逆方向となるようにされている。空気・燃料混 合物の流れの大部分は燃焼空間の壁に実質的に付着するように向けられ、そして 排気開口の下方へ流れる。しかしながら、僅かな空気は小さな管から排気口へ流 れ、そして主空気・燃料混合物の流れに対して反対方向に低速度で渦流状態にあ る主吸入空気・燃料混合物の流れの上方で燃焼空間内に入る。その結果、主空気 ・燃料混合物の流れの一部と混合しても燃焼空間すなわち燃焼室の中央で実施的 に終り、リーンとなる。周知のように、比較的暖かいリーンな混合物はリーンな 可燃限界をのばし、従って燃焼過程で生ずる炭化水素の量を低減する。本発明に おいてはさらに別の利点として、空気・燃料混合物の流れは回転ディスク弁及び 排気口を比較的冷い状態に保持するように作用する。回転ディスク弁が排気口を 閉じると、エンジンの吸入行程における負圧はリード弁及び管を介して空気を引 き入れる。 リード弁のさらに上流には、バタフライ弁が設けられ、このバタフライ弁は、 主スロツトルがアイドル状態から全開状態へ増大された時に、180°まで回転す るような仕方で、ケーブルのような多数の手段によって作動できる。従って、ア イドリング時には、空気の流れは、バタフライ弁が実質的に閉じられるので、小 さな管内に制限される。スロットルがほぼ半開の時には、バタフライ弁は全開し 、空気の流れは最大となる、これは車両の走行速度にほぼ相応している。しかし ながら、最大出力が要求されるスロットル全開時には、小さな管を流れる空気の 流 れは、バタフライ弁が閉じることにより制限され、燃焼空間内で均一に混合され る。またバタフライ弁を設けたことにより、アイドリング時に空気・燃料混合物 はバタフライ弁が閉じても過剰にリーンとならない。 好ましくは、第２のピストンは円筒状であり、また第２のピストンの直径は第 １のピストンの直径の50〜70％である。 好ましくは、第２のピストンのストロークの長さは第１のピストンのストロー クの長さの25〜50％である。 好ましくは、第１のピストンの頂部は熱損失を最少にするように平坦であるが 、これに限定されるものではなく、他の形状を使用して、圧縮比のような種々の エンジン特性を変えるようにしてもよい。 好ましくは、第２のピストンの頂部はほぼ円錐形である。このような形状は、 壁に付着した下向きの螺旋状の吸入空気・燃料混合物の渦流を持続させるのに役 立つ。 好ましくは、第２のピストンは、第２のピストンのスカート内に位置したクラ ンク軸に連結される。このような構造において、コンロッドはピストンの頂部か ら離れた位置で連結される。これにより第２のピストンのスカートは長くなるが 、燃焼空間に向かって第２のピストンのクランク軸の位置を動かし、それにより 排気ディスク型回転密封弁及び吸入回転ディスク弁の直径は減少される。 エンジンの冷却、潤滑及び密封は好ましくは適当な手段を用いて実施され得る 。 ディスク型回転密封弁は、好ましくは吸入口及び排気口の両方に対して使用で きる。それらは、クランク軸の端部における２：１の直角駆動で第２のピストン のクランク軸の軸線に対してほぼ90°に配置される。この交差軸の一端は、チェ ーンまたは歯付きベルトによって一つの排気回転ディスク弁または多気筒の場合 には複数の排気回転ディスク弁にリンク結合され、また他端は一つの吸入回転デ ィスク弁または多気筒の場合には複数の吸入回転ディスク弁にリンク結合される 。この形式の構造の主な利点は、低速度による動力の要求が低いこと及び６また は４または僅かではあるがＶ８のようなインラインエンジンに適合する能力を有 することである。付加的なバランスのため、回転ディスク弁はカウンタバランス を形成するような形状にすることができる。その場合、ディスク回転弁を駆動す る クランク軸の速度は、回転弁が“バタフライ”構造のものでない場合の２：１駆 動とは違って４：１駆動である。留意すべき点として、リード弁は固定型のエン ジン及びディゼルにも十分に適用でき、また高性能エンジンでは、優秀なガス流 れをもたらす回転ディスク弁が好ましい。 標準の従来型の４ストロークエンジンは上記の構造に容易に変更することがで きることが認められる。これは、テトラエチル鉛を添加した石油（爆発及び過剰 圧力の発生の問題を補うために添加される）のような液体燃料で走行するように された既存エンジンを無鉛ガソリンで走行させることができるので、特に魅力的 である。エンジンは無鉛燃料で走行するように変更できるが、そのためには、ポ ペット弁を硬質シールと共に硬質のものに変更する必要がある。ポペット弁を取 り除くことにより、圧縮圧力が高くなっても無鉛ガソリンを使用することができ る。 基本の形態では、このエンジンは、クランクケース及び第１のピストン装置に 関しては従来の４ストロークエンジンの場合と同じ基本設計を使用する。しかし ながら、一気筒に一つのピストンを備えた従来の４ストロークエンジンにおいて 用いられている通常のポペット弁に代わって、シリンダヘッドは、第２のピスト ンが主ピストンの半分の周期で主ピストンと一致して動く構造において第２のピ ストンを使用するようにされる。この第２のピストンは種々の機能をもつ。すな わちそれは圧縮比を高め、そしてシリンダにおける開口である入口及び出口ポー トを開放することにより弁装置として機能する。圧縮が高くなることにより出力 は増大する。しかしながら、ポペット弁の必要性をなくすことによって、体積効 率が高まるだけでなく、弁を作動するために従来の４ストロークエンジンで使用 されていたエネルギーももはや不要となる。ポペット弁がないことで、エンジン の騒音特性も変化し、静かなエンジンとなる。両方のピストンが出力行程におい て出力を発生することにより、ピストンのストロークの長さも有効に増大される 。 この形式のエンジン設計は対向ピストン６ストロークエンジンと呼ぶことがで きる。 図面の簡単な説明 本発明を完全に理解できるようにするために本発明の好ましい実施例を以下の 添付図面を参照して説明する。 第１図は、第１ピストン（主ピストン）が上死点にあり、第２ピストン（上側 ピストン）が上死点後の約２０度の位置にある時の主ピストン及び第２ピストン を示すエンジンの断面図である。 第２図は、第１ピストン、あるいはクランク軸が９０度回転した状態の第１図 と同じエンジンの断面図である。 第３図は、第１クランクシャフトが１８０度回転した状態の第１図と同じエン ジンの断面図である。 第４図は、第１クランクシャフトが２７０度回転した状態の第１図と同じエン ジンの断面図である。 第５図は、第１クランクシャフトが約３６０度回転した状態の第１図と同じエ ンジンの断面図である。 第６図は、第１クランクシャフトが約４９０度回転した状態の第１図と同じエ ンジンの断面図である。 第７図は、第１クランクシャフトが約５４０度回転した状態の第１図と同じエ ンジンの断面図である。 第８図は、第１クランクシャフトが約６３０度回転した状態の第１図と同じエ ンジンの断面図である。 第９図は、第１クランクシャフトが約７２０度回転した状態の第１図と同じエ ンジンの断面図である。 第１０図は、吸気孔、排気孔、及び回転ディスク排気弁を示すシリンダヘッド の断面図である。 第１１図は、バタフライ弁及び小さいリード弁を備えた小管／小通路を組み合 わせた第１０図と同じシリンダヘッドの断面図である。 第１２図は、吸気リード弁及び回転ディスク排気弁を備えたエンジンの好まし い実施例の一つの斜視図である。 第１３図は、吸気弁及び排気弁の両方に釣り合い回転ディスク弁を使用した第 １２図と同じエンジンの斜視図である。 第１４図は、上側第２ピストンに対する典型的なオイル供給構造を示すエンジ ンの好ましい実施例の断面図である。 第１５図は、本発明を適用したディーゼルエンジンの断面図である。 第１６図は、全サイクルの作用に従った主シリンダ及び第２シリンダの相関位 置を示すグラフである。 発明の実施する最良の形態 ここで図面を詳細に見ると、第１図〜第９図には、本発明の好ましい一実施例 の一運転サイクルを通して種々の段階でエンジンの断面図が示されている。本発 明の実施例は、二つのシリンダが対向するエンジンであるエンジン１を備え、こ のエンジン１は、エンジンブロック２と、適当な冷却及び潤滑通路（図示せず） と、第１シリンダ４内にあり第１コンロッド５によって第１クランクシャフト６ に連結された第１ピストン３と、第２シリンダ８内に配置され第２コンロッド９ によって第２クランクシャフト１０に連結された第２シリンダとを備えている。 燃焼空間１２内に作用する点火プラグ１１は、吸気弁１３、ここではリード弁を 通り、第２シリンダ８にある吸気孔１４を介して燃焼空間１２内に入る空気／燃 料混合気（図示せず）を燃焼させる。排気ガス（図示せず）は、第２シリンダ８ にある排気孔１５を通り、その後、回転弁１７によって選択的に閉鎖できる排気 ポート１６を通って排気される。吸気孔１４及び排気孔１５は両方共、シリンダ ８内を摺動する第２ピストン７によって選択的に閉鎖可能である。エンジンは、 冷却フィン１８を介して空冷され得る。第１クランクシャフト６及び第２クラン クシャフト１０は、チェーン駆動（第１２図及び第１３図に示す）によって機械 的に連結され、かつ連動し、その結果、第２クランクシャフト１０は第１クラン クシャフトの半分の角速度で回転する。この方法では、第１ピストン３が４スト ロークを終えた時に、第２ピストン７は２ストロークだけしか終えていない。エ ンジン吸気孔１３及び排気孔１４は、第２ピストンの動きによって閉鎖され、ま た、開口される。 サイクルの個々の段階を参照すると、第１図には、上死点（ＴＤＣ）にある第 １ピストン３と、下死点（ＢＤＣ）の前約２０度の位置にある第２ピストン７が 示されている。しかし、第２ピストンの相関位置は、上死点にある主ピストンに 対して２０度にはセットされてなく、その位置はエンジンの個々の「チューニン グ」に依存して変化し得る。上死点にある主クランクシャフトに対して２０度オ フセットさせた第２ピストンを備えたエンジンが優れた性能を発揮することは経 験上分かっているが、さまざまな適用物でさまざまな位置が要求され得る。 第１図に示すように０度（他の方法を参照することを明言しない限り、回転に ついては全て第１クランクシャフトの位置を参照するものとする。）の場合、燃 焼空間１２は空気／燃料混合気（図示せず）によって完全に満たされ、点火プラ グ１１によって点火される。空気／燃料混合気の燃焼により燃焼空間１２内の圧 力が高まり、その圧力は主ピストン３にシリンダ４を通ってその下死点に向かう 下方向の力を及ぼし、また、第２ピストン７にシリンダ８を通ってその上死点に 向かう上方向の力を及ぼす。この下方向の動きの結果、第１及び第２クランクシ ャフト６及び１０は回転する。二つのクランクシャフトは駆動チェーンによって 機械的に連結しており、第２クランクシャフト１０は第１クランクシャフト６の 半分の角速度で回転する。サイクルの初期は、主ピストンは上死点にあり、同時 に第２ピストン７はその下死点前２０度の位置にあるが、これが必ずしも最適配 置ではなく、ピストンの相対位置は変えることができる。しかし、吸気孔１４及 び排気孔１５は両方共、第２ピストンによって閉鎖され、同時に（必ずしも必要 ではないが）回転密閉弁１７も閉弁されている。 第２図は、その第１ストローク、即ち、パワーストロークが半分進んだエンジ ン１を示しており、第１クランクシャフト６は約９０度回転し、第２クランクシ ャフト１０はその半分の約４５度回転している。排気密閉弁１７は、この段階で は第２ピストン７によって閉鎖され、吸気孔１４及び排気孔１５を閉じたままで ある。従って、燃焼の力はまだ主及び第２ピストンの両方に作用し、エンジンの 出力を生み出している。 第３図は第１クランクシャフトが１８０度回転し、主ピストンが下死点（ＢＤ Ｃ）にある時のエンジンを示している。従って、この状態はパワーストロークの 最後であり、排気ストロークの最初である。第２クランクシャフトは９０度だけ 回転し、第２ピストンは、まだその上方ストロークの途中であり、その上死点に 達していない。排気孔１５は、第２ピストンがこの時から排気孔１５を開き始め るように第２シリンダ８内に配置されている。回転密閉弁１７もまた、この時点 から開き始め、排気ガス２５は、この時から排気孔１５及び排気ポート１６を通 過して燃焼空間１２から流れ出始める。排気孔１５の最下部分が、吸気孔１４の 最下部分より僅かに低くなるように構成されているので、吸気孔１４はこの段階 では第２ピストン７によって開口されない。 第４図は、第１クランクシャフト６が２７０度の位置にあるエンジン１を示し ている。第２クランクシャフト１０は１３５度回転しており、ここで吸気孔１４ 及び排気口１５は両方共、第２ピストン１０によって部分的に開かれる。主ピス トンは、その排気ストロークの約半分の位置にあり、燃焼済みの燃料／排気ガス ２５を排気孔及び排気ポート１６を通して燃焼空間１２から押し出すように作用 する。リード弁のような一方向弁である吸気弁は、吸気孔を通して排気ガス２５ が流れ出ることを全く許さない。 第５図は、第１クランクシャフトが３６０度回転し、主ピストンが再び上死点 にあるエンジンを示しており、この時点が排気ストロークの最後であるとともに 吸気ストロークの最初である。第２クランクシャフトは、この時１８０度回転し ており、第２ピストンは、（主ピストンが、そのパワーストロークの始めの上死 点にあった時に、第２ピストンがその下死点前２０度の位置にあったので）その 上死点前約２０度の位置にある。第２ピストンの最下面は、排気孔の最上部とほ ぼ同じ高さにあり、排気ガスをトラップする空間が形成されてしまうことを防止 している。また、この時点でほとんどの排気ガス２５が燃焼室１２から排気され るので、排気密閉弁１７は排気ポート１６をほぼ閉鎖する。 第６図は、第１ピストンが、その吸気ストロークの半分の位置にあり、第１ク ランクシャフトが４９０度回転した時のエンジンを示している。第１ピストン３ が下方に移動すると、燃焼室の増大により吸入作用が生じ、燃焼空間１２には、 吸気リード弁１３を介して吸引された新しい燃料／空気混合気２６が充填される 。吸気ストロークの開始の間、従来のきのこ弁式エンジンとは異なり、吸気孔１ ４は完全に開き、それにより、体積効率が改善される。この時点で回転式排気密 閉 弁１７が閉鎖することによって、放出された排気ガスの燃焼空間１２への戻りが 防止される。このことは、主ピストンの動きにより燃焼室内の圧力が大気圧より 低い圧力まで下がり、吸引動作により吸気弁を介して新しい燃料／空気混合気が 燃焼室に充填されることにとって重要である。回転ディスク弁がなければ、放出 後の排気ガスの幾らかが排気孔を通して燃焼室に吸い戻される。このことは、空 気／燃料混合気を燃焼済みの排気ガスと混合させてしまうので、明らかに効率を 低下させる。従って、エンジンが吸気ストロークにある間は、燃焼済みの排気ガ スが燃焼室に戻ることを防止するように排気ポートが何らかの適当な手段によっ て閉鎖されることが必須である。 第７図は、第１ピストン３が下死点にある吸気ストロークの最後を示しており 、第１クランクシャフト６は、この時５４０度回転しており、同時に第２クラン クシャフト１０は２７０度回転しており、第２ピストン７はその下死点に向かう 下方ストロークにある。第２ピストンは、ここで吸気孔及び排気孔の両方を部分 的に閉鎖する。ここで、主ピストン３は圧縮ストロークを開始し、回転ディスク 弁は排気ポートを塞いだままである。 第８図は、主ピストンが圧縮ストロークの半分の位置にある時のエンジンを示 しており、第１クランクシャフトは６３０度回転しており、第２クランクシャフ トは３１５度回転しており、第２ピストンはその下方ストロークの約半分の位置 にある。第２ピストンは、実質的に排気孔及び吸気孔を塞いでいる。第１ピスト ン３が上方に移動し、第２ピストン７が下方に移動するので、燃焼空間１２は、 その容積が減少して空気／燃料混合気が圧縮され、その結果、第９図に示す圧縮 ストロークの最後には、燃焼空間１２は実質的に最小となる。第９図は、主ピス トン３が上死点にあり、第２ピストン２０が下死点前２０度の位置にある第１図 と本質的に同じである。この時、点火プラグ１１が空気／燃料混合気に点火し、 再びサイクルが開始される。 第１０図は、第２シリンダ８、吸気孔１４、排気孔１５、リード弁１３、及び 排気回転弁１７を通るエンジンの断面図である。吸気孔１４は好ましくは分割部 分１８を含み、この分割部分１８は、空気／燃料混合気２６に、燃焼空間１２内 の外側領域では高い流速のスワール（渦流）を与え、また、内側領域、即ち燃焼 室では低い流速を与えるように作用し、それにより、燃焼行程を補助する。しか し、エンジンが、特定の空気／燃料充填手段に制限されず、また、燃焼行程を補 助するために、燃料噴射装置や回転ディスク吸気弁を使用する等、様々に変更し 得ることは理解されるべきである。 第１１図は、第１０と同じエンジン、第２シリンダ８、吸気孔１４、排気孔１ ５、リード弁１３、排気回転弁１７、及び燃焼室１２の断面図を示すものである 。しかし、第１１図は、このエンジンの動作をより高めるための付加的な特徴も 含んでいる。より具体的には、、これは、小さいリード弁４１及びバタフライ弁 ４２を含む層状チャージチューブであり、この層状チャージチューブは、空気／ 燃料混合気４３が燃焼空間に、主空気／燃料混合気２６と反対の方向でスワール 動作４４をしながら入ることを可能にする。しかし、これは単なる付加的な特徴 であり、空気／燃料混合気の均一性を改善するために使用し得るもので、本発明 を達成するために必ず必要なものではないことは理解されるべきである。 第１２図は、第１クランクシャフト６、第２クランクシャフト１０、前記第１ クランクシャフト６を第２クランクシャフト１０に連結する駆動チェーン２０、 リード弁である一方向吸気弁１３、回転排気密閉弁１７、排気ポート１６、及び 排気ベアリングホルダキャップ（マニホールド）２１を示すエンジンの斜視図で ある。 回転密閉弁は、回転弁を排気ポート上に押しつけるよう作用する圧縮スプリン グ（図示せず）によって所定の位置に保持される。これを補助し、また、摩擦損 失を低減させるために、排気ポートは僅かな突起部を備え得る。従って、排気突 起が、排気ポートにおける回転密閉ディスク弁に接触し得る部分にあり、前記回 転密閉ディスク弁は、排気ポートが第１及び第２クランクシャフトの回転に依存 して開閉することを可能にするような形状の単なる平板であり得る。回転密閉弁 １７は、排気ガスがエンジンサイクルにおける吸気サイクルで燃焼室内への戻る ことを防止するよう作用することは理解されるべきである。回転ディスク弁は、 第２クランクシャフト１０によって直接的に駆動され、その結果、その排気ポー トの開閉は精巧に切替られ得る。また、回転ディスク弁１７の形状は、個々の要 求に従って変えられ得る。従って、第１２図では回転ディスク弁１７は少なくと も二つの直線縁部３０を有し、これら直線縁部が排気ポート１６を開閉するよう に排気ポート１６を横切っている平板として示されているが、これら縁部の形状 は変更することができ、また、制限的ではないが、より速く排気ポートを閉鎖及 び開口するように作用するよう湾曲縁部を含み得る。 吸気孔１４及び排気孔１５の位置及び大きさは、個々の要求に合わせて変更さ れ得る。第１図〜第９図では、吸気孔１４は、実質的に排気孔１５と対置するよ う示されている。しかし、これは単に図面をより分かり易くするためのものであ り、より適した位置の一つが第１０図及び第１１図に示されており、これら孔の 相対位置は、それらの中心軸線が実質的に９０度となる。また、これらの孔は、 燃焼空間に関してシリンダ壁における異なる垂直位置に配置することもでき、従 って、バルブタイミング及び圧縮率も変更可能である。また、吸気孔又は排気孔 の数は、公知の多弁式の従来のきのこ弁式エンジンと同様、一つより多くてもよ い。 第１３図は、第１２図と同じエンジンの斜視図であるが、吸気弁及び排気弁の 両方に回転密閉弁がある。これは、エンジンサイクルの適当な部分で吸気弁を開 閉する付加的な回転駆動機構（図示せず）を必要とする。 さらに、第１３図は、エンジン内での振動影響を最低限に抑えるために釣り合 いが取られた回転弁を示している。この回転弁の形状そのものはあまり重要なこ とではなく、重要なのは、サイクルにおいて正確な時間にそれらが吸気ポート及 び排気ポートを塞ぎまた、開放することである。従って、排気孔の場合、排気ポ ートが排気サイクルを通して、言い換えれば、第１クランクシャフトが１８０度 から３６０度まで回転する時に実質的に開いている必要があり、また、吸気サイ クルを通して、言い換えれば、３６０度から５４０度までは実質的に閉鎖してい る必要がある。もちろん、吸気サイクルは排気サイクルに続いているので、３６ ０度の時にポートを即座に閉鎖することは不可能であり、回転ディスク弁の形状 が重要な役割は果たす。吸気サイクルの開始時に排気ポートが開くことが、さら なる利点であるとしてもそうでないとしても、それらは、エンジンが異なる運転 要求に調整される際に変更されればよい。従って、以下に述べるように、レーシ ングエンジンは通常のエンジンとは異なってエンジン調整がなされる。 密閉弁の相対的な大きさは重要ではなく、種々の大きさが様々なエンジンに合 わせるために使用され得ることは理解されるべきである。加えて、密閉弁が、こ こで図示するように釣り合いが取られた構造である時は、弁の駆動速度は、主ク ランクシャフト速度と比較して４対１であればよい。 第１４図は、第２ピストン、即ち上側ピストン７用のオイルシステムの典型的 な実施例である。その内部でピストンが摺動するシリンダ８は、通常、鋳造鉄の ような硬質な耐久性のある材料から製造されるスリーブ６０を備えている。この スリーブを通して、第２ピストン、シリンダ、及び上側ピストンの輪止めヨーク の滑り面５１にオイルを供給する圧縮オイル供給路５０がある。上側ピストンは 少なくとも一つ（しかし、好ましくはそれ以上）のオイルかきリング５２を有し 、このリング５２は、スリーブ６０からオイルをかき集めるよう作用する。オイ ル（図示せず）は、鋳造スリーブ６０の外側の環状溝５３を利用して引き出され る。オイルかきリング５２は、第２ピストンがその上死点に位置する時のオイル かきリングと実質的に同じ高さにある。一連の孔は、スリーブ及び第２ピストン を貫通するように穿設されている。抽出ポンプ（図示せず）はオイルかきリング ５２によって集められたオイル及びピストンの内側からの少量の空気に含まれる オイルを引き出してオイル溜め即ち、オイル保持タンク（図示せず）にそれを戻 す。 第１５図は、本発明を適用したディーゼルエンジンを示している。この種のエ ンジンは通常点火プラグを使用せずに、ディーゼル燃料が特定の圧力となった時 に自己燃焼することに基づき作動している。通常ディーゼルエンジンは、空気を 圧縮し、その圧縮された空気の中に燃料が噴射される。従って、燃料／空気混合 気が圧縮される総体積は重要であり、燃焼空間１２は適当な構造でより小さく設 計され得る。この場合、燃焼室は、実質的に各シリンダを塞ぐようにピストンを 形成し、かつ、ピストンとシリンダとの間に小さい燃焼空間だけを残すことによ りより小さく形成される。燃料は噴射装置７０を介して燃焼室内に導入され、ま た、エンジンの効果的な働きを補助するための第２の燃焼室７１が設けられ得る 。 第１６図は、主ピストンが上死点にある時に第２ピストンが下死点前２０度に なるように調整された時の主ピストンと第２ピストンの相対位置を示すグラフで ある。加えて、このグラフには、吸気ポート及び排気ポートの両方の開閉の相対 タイミングが示されている。ｙ軸は、特に二輪車用エンジンの実験に基づくキュ ービックセンチメートル(cubic centimetres)における特定な体積を示す。しか し、本発明を任意の特定な大きさに、又は主ピストンの第２ピストンに対する任 意の相対的な大きさに、又はストロークに限定することを意図するものではない 。このグラフは、満足のいく働きが得られるエンジンの典型的な実施例の一つを 示すことを意図している。 従って、本発明のエンジンには、従来のシリンダ毎に一つのピストンが作動す る内燃エンジンに比べて幾つかの利点がある。本発明によって教示される通りに 構成されたエンジンの第１クランクシャフト、即ち、メインクランクシャフトに かかる負荷は、圧縮及び膨脹ストローク中に標準のエンジンにかかる負荷と比べ て全体的に減少している。従って、上死点圧縮時の負荷は限界に近い程小さく、 上死点後１０度の負荷は大きく、上死点後２０度の負荷は等しく、その後は、負 荷は小さくなる。負荷の減少の結果、メインクランクシャフト組立体における摩 擦が小さくなる。従って、このエンジンの摩擦特性が標準のエンジンと比べてほ ぼ同じであると仮定した場合、負荷の減少は機械的な効率を高くすることになる 。 本発明のさらに別の利点は、ヘッドの熱吸収が標準のヘッドに比べて少ないこ とである。重要な領域は排気である。従来のエンジンでは、キノコ型弁が直接的 にガス流の軌道の中にあり、排気ガスがシリンダから流れ出る時に相当の乱れが ああった。従って、キノコ型弁の温度は摂氏１０００度に達し得た。本発明で開 示したようにヘッドから流出するガス流はガス流内に金属突起がないので乱れが 少ない。従って、ガス流の乱れが減る結果、従来のエンジンに比べて熱損失が減 る。これは、近年ほとんどのエンジンに見られる触媒分解変換器に対するライト アップ時間が減少するというさらなる利点を有する。さらに別の利点は、乱れが 減ることによって、ヘッドの熱吸収が減り、空気／燃料混合気の流入密度が大き くなり得ることにある。 本発明の他の利点は、排気ポートが連続して露出され（広げられ）、これが回 転ディスク弁が作用するストロークの終わり近くまで連続することにある。これ は、ストロークサイクルの６００度の付近でガス流を減少し始め、それが最大に なるポイントで、引き上げが達しうる標準エンジンのキノコ型弁と対比的なこと である。本発明は、最大排気ポート領域を７１０度で生じさせることを可能にす る。さらにまた、排気開口の性質が音響ノイズレベルを低下させる傾向がある。 排気ポートをより大きく開くことにより、排気ガスのカラムより高い運動エネル ギを使用することが可能になり、燃焼室に負圧を生じさせる。 過度な燃料消費及び過度な炭化水素が問題にならないレーシング用エンジンで は、この運動エネルギは同様の方法で２ストロークエンジンに使用され得る。こ の方法を高めるために、ディスク弁の閉鎖が理想的にはサイクル内で遅らされ、 即ち、吸気ストロークにおける上死点後約７０度にされる。この場合、吸入混合 気の一部が排気カラムに続き、排気管の近くに満たされ得る。従って、多吸気孔 エンジンでは、実質的に上側シリンダ壁における排気ポートに対向する位置に一 つの吸気ポートを配置され得、直接的に吸気流が、排気ポートの位置で燃焼室を 横切り、同時に、他の吸気ポートがシリンダの排気ポートから直接的に離される 。 この行程により多くの運動エネルギを加えるために、排気は約４６０度より速 い位置で開かれる。しかし、吸気ポートが閉鎖している時と排気ポートが閉鎖し ている時の間の最適な時期のウィンドウを広げるために、約２５０〜２７０度か ら２５０度〜３００度に代える。回転ディスクの終端縁部は、排気ポートが再び 開かれるまで時間計測されるべきである。約２４０度の位置で、これは２ストロ ークスタイルの排気からの反転圧縮パルスが、排気パイプ内の吸入混合気の初め に５０〜７５ｍｍ（２〜３インチ）で排気ポートが閉じる前に燃焼室内に押し戻 すことを可能にする。この設計のエンジンはアイドリングは非常に悪いが、高回 転速度で満足のいくパワーが生み出される。 このエンジンにおけるさらに別の利点は、排気弁を開く前にシリンダ内に残圧 があることにある。標準エンジンでは、仕事量はカムによって増大され、この圧 力に対して排気弁を外す（この圧力は通常平方インチ当たり５０〜７０ポンドの オーダである）。しかし、本発明のエンジンでは、この圧力は上側ピストンを介 して仕事をするために利用される。上側ピストンが約３０００平方ミリメータ（ ４．５インチ平方）の領域を持つ場合、たとえ、低い圧力がより膨脹ストローク を大きくするので３０００００〜３４００００がより好ましいとしても、これは ４０００００ポンドまで力を上げる。しかし、燃焼は、サイクル内の遅れを生 じさせるように僅かにずらされ、実際の物理的特性が正確に決められる。 ここで、リード弁を参照すると、それを使用することにより、吸入が圧力、吸 気の運動エネルギ、又は排気カラムがある時はいつでも発生する。しかし、また 、リード弁が、低いスロットルセッティングで通常より高いガス流速を生じさせ 、良好なスワール（渦流）を発生し、それが燃料の霧化を助ける。従って、これ は疑似的な第二ベンチュリとして作用することになる。 ここで、クランクシャフトの動きを参照すると、従来技術では、上側ピストン が主ピストンよりも先に、その上死点に達する。しかし、この発明は、ストロー クが変化しても、上側ピストンは主ピストンの前に上死点に到達しないことを教 示している。必要な空間を最小に抑えるように使用され得、また使用されるこの エンジンのさらに付加的な特徴は、ヘッド面が主ピストン頂部から離れることで あり、他の実施例は輪止めヨークであり得る。これらは両方共、他の従来技術で 教示されたものより異なる動きを上側ピストンに与え、その結果、ピストンの加 速が、上述したヘッド又は輪止めヨークよりも遅くなる。従って、主ピストンが 上死点に到達した後に、上側ピストンが上死点に到達することが機械的に簡単に なる。 主ピストンが、第２ピストンの前に上死点に達することを必要とすることには ３つの大きな理由がある。第１に、これによりポートの開口及び吸気の閉鎖に関 する限りタイミングがより有利になる。第２に、これにより燃焼が生じ得る体積 を比較的長く維持することである。第３に、膨脹過程の後にシリンダのピーク圧 力を位置させることである。 もちろん、最も有利なタイミングは、個々のエンジン設計によって変わる。従 って、特定のエンジ及び特定の適用物に応じて、上死点を１度から４０°の範囲 でずらすことができる。 上記した説明は、本発明を限定することを意図するものではなく、単なる説明 である。本発明の概念から外れることなく、図示し且つ説明した実施例は種々に 変更可能である。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (81)指定国 ＥＰ(ＡＴ，ＢＥ，ＣＨ，ＤＥ， ＤＫ，ＥＳ，ＦＲ，ＧＢ，ＧＲ，ＩＥ，ＩＴ，ＬＵ，Ｍ Ｃ，ＮＬ，ＰＴ，ＳＥ)，ＯＡ(ＢＦ，ＢＪ，ＣＦ，ＣＧ ，ＣＩ，ＣＭ，ＧＡ，ＧＮ，ＭＬ，ＭＲ，ＮＥ，ＳＮ， ＴＤ，ＴＧ)，ＡＰ(ＫＥ，ＭＷ，ＳＤ，ＳＺ，ＵＧ)， ＡＬ，ＡＭ，ＡＴ，ＡＵ，ＢＢ，ＢＧ，ＢＲ，ＢＹ，Ｃ Ａ，ＣＨ，ＣＮ，ＣＺ，ＤＥ，ＤＫ，ＥＥ，ＥＳ，ＦＩ ，ＧＢ，ＧＥ，ＨＵ，ＩＳ，ＪＰ，ＫＥ，ＫＧ，ＫＰ， ＫＲ，ＫＺ，ＬＫ，ＬＲ，ＬＴ，ＬＵ，ＬＶ，ＭＤ，Ｍ Ｇ，ＭＫ，ＭＮ，ＭＷ，ＭＸ，ＮＯ，ＮＺ，ＰＬ，ＰＴ ，ＲＯ，ＲＵ，ＳＤ，ＳＥ，ＳＧ，ＳＩ，ＳＫ，ＴＪ， ＴＭ，ＴＴ，ＵＡ，ＵＧ，ＵＳ，ＵＺ，ＶＮ 【要約の続き】 2）に導入される。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １．合体されてその間に燃焼空間を形成する二つのシリンダと、 上記二つのシリンダのうち上記第１のシリンダ内で往復動するようにされた 第１のピストンと、 上記第２のシリンダ内で往復動するようにされた第２のピストンとを有し、 上記第２のピストンが第１のピストンの半分の周期で動くように、これら二 つのピストンが互いに同期して作動するよう駆動可能に結合され、 また、上記第２のシリンダの壁に設けられた一つまたは複数の第１の開口を 通る空気・燃料混合物吸込み口を形成する手段と、 上記第２のシリンダの壁に設けられた一つまたは複数の第２の開口を通る排 気吐出口を形成する手段とを有し、 上記の開口が、上記第２のピストンの動きで開口を塞いだり開けたりするこ とにより開閉するように位置決めされていることを特徴とする内燃エンジン。 ２．上記二つのシリンダが互いに同軸に整列されている請求の範囲１に記載の内 燃エンジン。 ３．上記排気吐出口に、内燃期間の動作サイクルにおける選択した時間に上記排 気吐出口を開閉する定時排気吐出口密閉弁が設けられている請求の範囲１または ２に記載の内燃エンジン。 ４．上記定時排気吐出口密閉弁がディスク型回転弁である請求の範囲１〜３のい ずれか一項に記載の内燃エンジン。 ５．上記排気吐出口が、シンリンダの本体から幾分突出した突出部を備え、この 突出部に対してのみ上記ディスク型回転弁が接触するようにした請求の範囲１〜 ４のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 ６．突起部が、真鍮のような他の適当な材料から成っても構わないが、セラミッ クから成る請求の範囲５に記載の内燃エンジン。 ７．吸込み弁が一方向弁である請求の範囲１〜６のいずれか一項に記載の内燃エ ンジン。 ８．吸込み弁がリード弁である請求の範囲１〜６のいずれか一項に記載の内燃エ ンジン。 ９．上記吐出開口及び吸込み開口がほぼ円形である請求の範囲１〜８のいずれか 一項に記載の内燃エンジン。 10．上記吐出開口及び吸込み開口が楕円形のような非円形である請求の範囲１〜 ８のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 11．上記燃焼空間内で空気・燃料混合物に点火する少くとも一つの点火プラグが 設けられている請求の範囲１〜10のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 12．内燃エンジンが、圧縮により点火するディーゼル燃料を使用するようにされ ている請求の範囲１〜11のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 13．スワール（渦流）状に燃焼室に空気・燃料混合物を導入して燃焼空間を優先 的にチャージさせるように位置決めされた第２の空気・燃料混合物吸込み口が設 けられ、この第２の空気・燃料混合物吸込み口からの空気・燃料混合物の導入作 用が、主空気・燃料混合物吸込み口を介して燃焼室に導入される空気・燃料混合 物の導入作用と実質的に異なる方向に行われる請求の範囲１〜12のいずれか一項 に記載の内燃エンジン。 14．上記第２のピストンが円筒状であり、またその直径が上記第１のピストンの 直径の50〜70％である請求の範囲１〜13のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 15．上記第２のピストンのストロークの長さが上記第１のピストンのストローク の長さの25〜50％である請求の範囲１〜14のいずれか一項に記載の内燃エンジン 。 16．上記第１のピストンの頂部（クラウン）が熱損失を最少にするようにほぼ平 坦である請求の範囲１〜14のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 17．上記ピストンの頂部（クラウン）が圧縮比に作用するような形に形成されて いる請求の範囲１〜15のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 18．上記第２のピストンの頂部（クラウン）がほぼ円錐形である請求の範囲１〜 17のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 19．上記第１のピストンが第１のクランク軸に連結され、上記第２のピストンが 第２のクランク軸に連結され、第１、第２のクランク軸が互いに駆動可能に連結 され、それにより上記第２のクランク軸が上記第１のクランク軸の半分の角速度 で回転するようにした請求の範囲１〜18のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 20．上記第２のピストンが第２のピストンのスカート内に位置したクランク軸に 連結される請求の範囲１〜19のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 21．内燃エンジンの冷却が水冷または空冷のような慣用手段によって行われる請 求の範囲１〜20のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 22．上記吸込み口及び排気吐出口の両方に対してディスク型回転弁を用いること ができる請求の範囲１〜21のいずれか一項に記載の内燃エンジン。 23．上記排気ディスク型回転弁が、排気行程における180〜360°にわたる第１の クランク軸の回転のほとんどの間中実質的に開放される請求の範囲19に記載の内 燃エンジン。 24．上記排気ディスク型回転弁が、吸入行程における360〜540°にわたる第１の クランク軸の回転のほとんどの間中実質的に閉成される請求の範囲19に記載の内 燃エンジン。 25．最大排気口面積が上記第１のクランク軸のほぼ710°回転で生じる請求の範 囲19に記載の内燃エンジン。 26．上記回転密封弁が上記第１のクランク軸の70°回転で完全に閉じられる請求 の範囲19に記載の内燃エンジン。 27．上記第２のシリンダの吸入口が第１のクランク軸の250°回転で閉じられる 請求の範囲19に記載の内燃エンジン。 28．上記第２のシリンダの吸入口が第１のクランク軸の250〜700°回転時に開放 される請求の範囲19に記載の内燃エンジン。