JPS594530B2 - 二サイクルエンジン - Google Patents
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- JPS594530B2 JPS594530B2 JP53099667A JP9966778A JPS594530B2 JP S594530 B2 JPS594530 B2 JP S594530B2 JP 53099667 A JP53099667 A JP 53099667A JP 9966778 A JP9966778 A JP 9966778A JP S594530 B2 JPS594530 B2 JP S594530B2
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- power cylinder
- pump
- scavenging
- piston device
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- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
- F01B1/00—Reciprocating-piston machines or engines characterised by number or relative disposition of cylinders or by being built-up from separate cylinder-crankcase elements
- F01B1/10—Reciprocating-piston machines or engines characterised by number or relative disposition of cylinders or by being built-up from separate cylinder-crankcase elements with more than one main shaft, e.g. coupled to common output shaft
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
- F01B7/00—Machines or engines with two or more pistons reciprocating within same cylinder or within essentially coaxial cylinders
- F01B7/02—Machines or engines with two or more pistons reciprocating within same cylinder or within essentially coaxial cylinders with oppositely reciprocating pistons
- F01B7/14—Machines or engines with two or more pistons reciprocating within same cylinder or within essentially coaxial cylinders with oppositely reciprocating pistons acting on different main shafts
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B25/00—Engines characterised by using fresh charge for scavenging cylinders
- F02B25/02—Engines characterised by using fresh charge for scavenging cylinders using unidirectional scavenging
- F02B25/08—Engines with oppositely-moving reciprocating working pistons
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
- F02B33/02—Engines with reciprocating-piston pumps; Engines with crankcase pumps
- F02B33/06—Engines with reciprocating-piston pumps; Engines with crankcase pumps with reciprocating-piston pumps other than simple crankcase pumps
- F02B33/22—Engines with reciprocating-piston pumps; Engines with crankcase pumps with reciprocating-piston pumps other than simple crankcase pumps with pumping cylinder situated at side of working cylinder, e.g. the cylinders being parallel
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B1/00—Engines characterised by fuel-air mixture compression
- F02B1/02—Engines characterised by fuel-air mixture compression with positive ignition
- F02B1/04—Engines characterised by fuel-air mixture compression with positive ignition with fuel-air mixture admission into cylinder
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B75/00—Other engines
- 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
- F02B2075/025—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle two
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B3/00—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition
- F02B3/06—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition with compression ignition
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Cylinder Crankcases Of Internal Combustion Engines (AREA)
- Supercharger (AREA)
- Lubrication Of Internal Combustion Engines (AREA)
- Combustion Methods Of Internal-Combustion Engines (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
本発明はニサイクルエンジンに係り、特に自動車用エン
ジンとして用いられるに適するよう意図されたニサイク
ルエンジンに係る。
ジンとして用いられるに適するよう意図されたニサイク
ルエンジンに係る。
ニサイクルエンジンは四サイクルエンジンに比して二倍
の仕事行程を有し、従ってニサイクルエンジンは一般に
四サイクルエンジンに比してより小型軽量のエンジンに
て比較的大きい出力を発生することができると言う利点
を有するが、従来の気化器付のニサイクルガソリンエン
ジンは、一方に於ては掃気の際に混合気の素通り損失が
生ずることから四サイクルガソリンエンジンに比して燃
費が悪いと言う欠点を有し、又他方に於てはしかもなお
掃気が不完全であるため上述の如く四サイクルエンジン
に比して二倍の仕事行程を有するにもかかわらず出力は
それほど増大しないと言う欠点を有しており、その為従
来二サイクルガソリンエンジンは主として構造の簡素化
と製造コストの低廉化を意図とする小型エンジンにその
実用の範囲が限られていた。
の仕事行程を有し、従ってニサイクルエンジンは一般に
四サイクルエンジンに比してより小型軽量のエンジンに
て比較的大きい出力を発生することができると言う利点
を有するが、従来の気化器付のニサイクルガソリンエン
ジンは、一方に於ては掃気の際に混合気の素通り損失が
生ずることから四サイクルガソリンエンジンに比して燃
費が悪いと言う欠点を有し、又他方に於てはしかもなお
掃気が不完全であるため上述の如く四サイクルエンジン
に比して二倍の仕事行程を有するにもかかわらず出力は
それほど増大しないと言う欠点を有しており、その為従
来二サイクルガソリンエンジンは主として構造の簡素化
と製造コストの低廉化を意図とする小型エンジンにその
実用の範囲が限られていた。
従ってまたこの種の実用二サイクルガソリンエンジンに
於ては、掃気ポンプとしてクランク室による圧縮機構の
みが用いられており、そのため掃気力の不足により掃気
が不完全となり、体積効率が低く、この体積効率の低さ
が従来のニサイクルガソリンエンジンに於る出力不足の
主たる原因をなしている。
於ては、掃気ポンプとしてクランク室による圧縮機構の
みが用いられており、そのため掃気力の不足により掃気
が不完全となり、体積効率が低く、この体積効率の低さ
が従来のニサイクルガソリンエンジンに於る出力不足の
主たる原因をなしている。
実際四サイクルエンジンの体積効率は８０％にも達する
のに対し、ニサイクルエンジンのそれは４０〜５０％に
留まっている。
のに対し、ニサイクルエンジンのそれは４０〜５０％に
留まっている。
クランク室圧縮ではポンプ行程体積はエンジン行程体積
と同じであるか、クランク室圧縮に於ては間隙体積が大
きいため圧縮比か大きくとれず、そのため新気の吸込み
が悪く、又吐出量も少なく且つ吐出圧従って掃気圧も低
くなり、そのため充分な量の掃気かパワーシリンダへ送
り込まれない。
と同じであるか、クランク室圧縮に於ては間隙体積が大
きいため圧縮比か大きくとれず、そのため新気の吸込み
が悪く、又吐出量も少なく且つ吐出圧従って掃気圧も低
くなり、そのため充分な量の掃気かパワーシリンダへ送
り込まれない。
この結果、通常のクランク室圧縮のみのエンジンでは給
気比は０．５〜０．８にすぎず、更に又給気効率は０．
７程度であることから、体積効率は上述の如く４０〜５
０％程度の低い値となるものである。
気比は０．５〜０．８にすぎず、更に又給気効率は０．
７程度であることから、体積効率は上述の如く４０〜５
０％程度の低い値となるものである。
掃気はパワーシリンダ内の残留ガスを新気で押出すこと
であり、残留ガスの圧力及び掃気口から排気口までの長
さが与えられ且つ成層掃気が理想的に行われたとすれば
、掃気圧によって掃気の完了に必要な時間が決まるもの
である。
であり、残留ガスの圧力及び掃気口から排気口までの長
さが与えられ且つ成層掃気が理想的に行われたとすれば
、掃気圧によって掃気の完了に必要な時間が決まるもの
である。
しかるにクランク室圧縮では掃気圧が低く、掃気に時間
がかかり、特にユニフロー掃気の場合にはその時間がよ
り長くかかり、エンジンの高速回転時には掃気が完了し
ないうちに排気口が閉じてしまうため、パワーシリンダ
内残留ガスの量か非常に大きく、従って又新気が少なく
、そのため特にユニフロー掃気式のニサイクルエンジン
は高回転領域ではよく廻らないという現象を呈していた
。
がかかり、特にユニフロー掃気の場合にはその時間がよ
り長くかかり、エンジンの高速回転時には掃気が完了し
ないうちに排気口が閉じてしまうため、パワーシリンダ
内残留ガスの量か非常に大きく、従って又新気が少なく
、そのため特にユニフロー掃気式のニサイクルエンジン
は高回転領域ではよく廻らないという現象を呈していた
。
かかる問題に鑑み、クランク室圧縮以外に特別の掃気ポ
ンプ装置を設けるこさにより掃気量及び掃気圧を増大さ
せ、体積効率を７５〜９０％、又場合によっては１００
％まで上昇させることにより、従来のニサイクルガソリ
ンエンジンに比してエンジンの容積当りの出力を格段に
増大させることを図ると共に、かかる増大した掃気量及
び掃気圧による掃気を新気と排気の間に大きな混合を生
ずるこさなく達成せしめ、しかもエンジンの内部摩擦に
よる動力損失を可及的に低減せしめるべく、比較的低い
エンジン回転数にて高いエンジン出力を得るこきができ
るようにすると共に、エンジン容積特にその高さを低減
し、これによってそれを塔載する車輌の高さ特にそのエ
ンジンルーム部の高さを低減することを可能にして車輌
の走行に伴う空気抵抗を低減せしめ、燃費の改善を図る
きの着想の下に、本発明者等は、本件出願の出願人と同
一の出願人の出願にかかわる特願昭５３−５２１０４号
に於て、少なくとも一組のニサイクルユニフロー水千対
向ピストン式パワーシリンダーピストン装置と、前記パ
ワーシリンダーピストン装置によってこれさ同一の往復
動周期にて駆動される少くとも一組の往復動型ポンプシ
リンダーピストン装置を含む往復動ピストン式掃気ポン
プ装置とを有し、前記掃気ポンプ装置は前記パワーシリ
ンダーピストン装置の総行程体積の１．３５〜１°８５
倍の総行程体積を有し、前記掃気ポンプ装置の前記ポン
プシリンダーピストン装置はそれが掃気を供給する前記
パワーシリンダーピストン装置が下死点にあるとき上死
点乃至それより幾分手前の位相領域にある如きニサイク
ルユニフロー水千対向ピストンガソリンエンジンを提案
した。
ンプ装置を設けるこさにより掃気量及び掃気圧を増大さ
せ、体積効率を７５〜９０％、又場合によっては１００
％まで上昇させることにより、従来のニサイクルガソリ
ンエンジンに比してエンジンの容積当りの出力を格段に
増大させることを図ると共に、かかる増大した掃気量及
び掃気圧による掃気を新気と排気の間に大きな混合を生
ずるこさなく達成せしめ、しかもエンジンの内部摩擦に
よる動力損失を可及的に低減せしめるべく、比較的低い
エンジン回転数にて高いエンジン出力を得るこきができ
るようにすると共に、エンジン容積特にその高さを低減
し、これによってそれを塔載する車輌の高さ特にそのエ
ンジンルーム部の高さを低減することを可能にして車輌
の走行に伴う空気抵抗を低減せしめ、燃費の改善を図る
きの着想の下に、本発明者等は、本件出願の出願人と同
一の出願人の出願にかかわる特願昭５３−５２１０４号
に於て、少なくとも一組のニサイクルユニフロー水千対
向ピストン式パワーシリンダーピストン装置と、前記パ
ワーシリンダーピストン装置によってこれさ同一の往復
動周期にて駆動される少くとも一組の往復動型ポンプシ
リンダーピストン装置を含む往復動ピストン式掃気ポン
プ装置とを有し、前記掃気ポンプ装置は前記パワーシリ
ンダーピストン装置の総行程体積の１．３５〜１°８５
倍の総行程体積を有し、前記掃気ポンプ装置の前記ポン
プシリンダーピストン装置はそれが掃気を供給する前記
パワーシリンダーピストン装置が下死点にあるとき上死
点乃至それより幾分手前の位相領域にある如きニサイク
ルユニフロー水千対向ピストンガソリンエンジンを提案
した。
前記特許出願に於て、本発明者等は更に上述の如き基本
的構成を有するニサイクルユニフロー水平対向ピストン
ガソリンエンジンの一つの形態すして、前記パワーシリ
ンダーピストン装置として互いに１８０°の位相差をも
って作動する二組のパワーシリンダーピストン装置を用
い、これに前記ポンプシリンダーピストン装置として一
組の複動型水平対向ピストン式ポンプシリンダーピスト
ン装置を組合せ、全体としてよりコンパクトにしてより
大きな出力を発生することのできるニサイクルユニフロ
ー水平対向ピストンガソリンエンジンを提案した。
的構成を有するニサイクルユニフロー水平対向ピストン
ガソリンエンジンの一つの形態すして、前記パワーシリ
ンダーピストン装置として互いに１８０°の位相差をも
って作動する二組のパワーシリンダーピストン装置を用
い、これに前記ポンプシリンダーピストン装置として一
組の複動型水平対向ピストン式ポンプシリンダーピスト
ン装置を組合せ、全体としてよりコンパクトにしてより
大きな出力を発生することのできるニサイクルユニフロ
ー水平対向ピストンガソリンエンジンを提案した。
この先の提案になる複動型水平対向ピストン式ポンプシ
リンダーピストン装置を有するニサイクルユニフロー水
平対向ピストンガソリンエンジンは、互いに同期して回
転する一対の共通りランクシャフトを有しており、二組
のニサイクルユニフロー水千対向ピストン式パワーシリ
ンダーピストン装置はそれぞれ前記共通りランクシャフ
トに連結されたコンロッドを含むクランク機構を有し、
一方一組の複動型水平対向ピストン式ポンプシリンダー
ピストン装置は前記共通りランクシャフトのクランクピ
ンに係合するＯメンバを含むカム機構を有し、これによ
ってこれらパワーシリンダーピストン装置とポンプシリ
ンダーピストン装置は互いに同期して作動されるように
なっている。
リンダーピストン装置を有するニサイクルユニフロー水
平対向ピストンガソリンエンジンは、互いに同期して回
転する一対の共通りランクシャフトを有しており、二組
のニサイクルユニフロー水千対向ピストン式パワーシリ
ンダーピストン装置はそれぞれ前記共通りランクシャフ
トに連結されたコンロッドを含むクランク機構を有し、
一方一組の複動型水平対向ピストン式ポンプシリンダー
ピストン装置は前記共通りランクシャフトのクランクピ
ンに係合するＯメンバを含むカム機構を有し、これによ
ってこれらパワーシリンダーピストン装置とポンプシリ
ンダーピストン装置は互いに同期して作動されるように
なっている。
この場合、前記共通りランクシャフトの前記パワーシリ
ンダーピストン装置に対するクランク半径と前記ポンプ
シリンダーピストン装置に対するクランク半径とは実質
的に同一きされており、これによって前記パワーシリン
ダーピストン装置に於て得られるパワービストンストロ
ークと実質的に同一のポンプビストンストロークが前記
ポンプシリンダーピストン装置によって得られるように
なっている。
ンダーピストン装置に対するクランク半径と前記ポンプ
シリンダーピストン装置に対するクランク半径とは実質
的に同一きされており、これによって前記パワーシリン
ダーピストン装置に於て得られるパワービストンストロ
ークと実質的に同一のポンプビストンストロークが前記
ポンプシリンダーピストン装置によって得られるように
なっている。
しかしエンジンに於る如き高速の回転運動を高速の往復
動運動に変換する機構として、がた、振動、故障等の障
害か最も少く最も確実に作動する機構は、クランクシャ
フトにコンロッドを組合せたクランク機構である。
動運動に変換する機構として、がた、振動、故障等の障
害か最も少く最も確実に作動する機構は、クランクシャ
フトにコンロッドを組合せたクランク機構である。
従って上述の先の提案になる複動型水平対向ピストン式
ポンプシリンダーピストン装置を備えたニサイクルユニ
フロー水千対向ピストンガソリンエンジンに於ても、勿
論できることならそのポンプシリンダーピストン装置も
又コンロッドを含むクランク機構によって前記共通りラ
ンクシャフトに連結されるのが好ましい。
ポンプシリンダーピストン装置を備えたニサイクルユニ
フロー水千対向ピストンガソリンエンジンに於ても、勿
論できることならそのポンプシリンダーピストン装置も
又コンロッドを含むクランク機構によって前記共通りラ
ンクシャフトに連結されるのが好ましい。
しかしコンロッドにはピストンの往復動力向に垂直な方
向のサイドフォースが作用するので、複動型水平対向ピ
ストン式ポンプシリンダーピストン装置の如く、コンロ
ッドの小端部（即ちクランクピンに係合する大端部と反
対側の端部）をポンプピストンに直接連結することがで
きず、ポンプピストンに連結されエンドプレートを貫通
して延在するブツシュロッドの外端部にコンロッドの小
端部が連結されなければならない構造に於ては、ブツシ
ュロッドとコンロッドの連結部に前記サイドフォースを
支持するためのクロスヘッドが設けられなければならな
い。
向のサイドフォースが作用するので、複動型水平対向ピ
ストン式ポンプシリンダーピストン装置の如く、コンロ
ッドの小端部（即ちクランクピンに係合する大端部と反
対側の端部）をポンプピストンに直接連結することがで
きず、ポンプピストンに連結されエンドプレートを貫通
して延在するブツシュロッドの外端部にコンロッドの小
端部が連結されなければならない構造に於ては、ブツシ
ュロッドとコンロッドの連結部に前記サイドフォースを
支持するためのクロスヘッドが設けられなければならな
い。
しかるに前記二すイクルユニフロー水千対向ピストンガ
ソリンエンジンはそもそも自動車用小型エンジンとして
用いられるべく意図されているものであり、その横巾は
自動車のエンジンルームに課せられるスペース的制約か
ら極度に制限されているものであり、前記光の提案にな
るエンジンに於る如くポンプシリンダーピストン装置の
ポンプピストンがパワーシリンダーピストン装置のパワ
ーピストンのストロークと実質的に同一のストロークを
有する構造に於ては、ポンプシリンダーピストン装置に
対し上述の如きクロスヘッドを設けるスペースは到底得
られないものである。
ソリンエンジンはそもそも自動車用小型エンジンとして
用いられるべく意図されているものであり、その横巾は
自動車のエンジンルームに課せられるスペース的制約か
ら極度に制限されているものであり、前記光の提案にな
るエンジンに於る如くポンプシリンダーピストン装置の
ポンプピストンがパワーシリンダーピストン装置のパワ
ーピストンのストロークと実質的に同一のストロークを
有する構造に於ては、ポンプシリンダーピストン装置に
対し上述の如きクロスヘッドを設けるスペースは到底得
られないものである。
同様の問題は本発明者等が本件出願の出願人と同一の出
願人によって昭和５３年８月２田こ［ニサイクルディー
ゼルエンジン」なる発明の名称の下に出願された特願昭
５３−９４２３９号Ｃ特公昭５７−３２７２９号）に於
て提案したニサイクルディーゼルエンジンについても認
識されるものである。
願人によって昭和５３年８月２田こ［ニサイクルディー
ゼルエンジン」なる発明の名称の下に出願された特願昭
５３−９４２３９号Ｃ特公昭５７−３２７２９号）に於
て提案したニサイクルディーゼルエンジンについても認
識されるものである。
本発明は、上記の如き問題に関して前記光の提案になる
ニサイクルユニフロー水平対向ピストンガソリンエンジ
ン又はディーゼルエンジンを更に改良したニサイクルユ
ニフロー水平対向ピストンガソリンエンジン又はディー
ゼルエンジンを提供することを目的としている。
ニサイクルユニフロー水平対向ピストンガソリンエンジ
ン又はディーゼルエンジンを更に改良したニサイクルユ
ニフロー水平対向ピストンガソリンエンジン又はディー
ゼルエンジンを提供することを目的としている。
かかる目的を達成するために、本発明は、互いに１８０
°異なる位相にて作動し且つクランク室圧縮を行なう少
くとも二組のニサイクルユニフロー水平対向ピストン式
パワーシリンダーピストン装置と、前記パワーシリンダ
ーピストン装置によってこれと同一の往復動周期にて１
駆動され前記少なくとも二組のパワーシリンダーピスト
ン装置へ供給すべき互いに１８０°異なる位相の掃気を
交互に吐出する少なくとも一組の複動型水平対向ピスト
ン式ポンプシリンダーピストン装置と、互いに同期して
回転する一対の共通りランクシャフトとを有するニサイ
クルユニフロー水平対向ピストンエンジンに於て、前記
パワーシリンダーピストン装置をコンロッドを含むクラ
ンク機構によって前記共通りランクシャフトに連結する
と共に、更にここで前記共通りランクシャフトの前記ポ
ンプシリンダーピストン装置に対するクランク半径を前
記パワーシリンダーピストン装置に対するクランク半径
よりも実質的に小さくすることによって前記ポンプシリ
ンダーピストン装置をもコンロッドを含むクランク機構
によって前記共通りランクシャフトに連結することを提
案するものである。
°異なる位相にて作動し且つクランク室圧縮を行なう少
くとも二組のニサイクルユニフロー水平対向ピストン式
パワーシリンダーピストン装置と、前記パワーシリンダ
ーピストン装置によってこれと同一の往復動周期にて１
駆動され前記少なくとも二組のパワーシリンダーピスト
ン装置へ供給すべき互いに１８０°異なる位相の掃気を
交互に吐出する少なくとも一組の複動型水平対向ピスト
ン式ポンプシリンダーピストン装置と、互いに同期して
回転する一対の共通りランクシャフトとを有するニサイ
クルユニフロー水平対向ピストンエンジンに於て、前記
パワーシリンダーピストン装置をコンロッドを含むクラ
ンク機構によって前記共通りランクシャフトに連結する
と共に、更にここで前記共通りランクシャフトの前記ポ
ンプシリンダーピストン装置に対するクランク半径を前
記パワーシリンダーピストン装置に対するクランク半径
よりも実質的に小さくすることによって前記ポンプシリ
ンダーピストン装置をもコンロッドを含むクランク機構
によって前記共通りランクシャフトに連結することを提
案するものである。
上述の如く互いに同期して回転する一対の共通りランク
シャフトによって互いに同期して作動されるように連結
されたニサイクルユニフロー水平対向ピストン式パワー
シリンダーピストン装置と複動型水平対向ピストン式ポ
ンプシリンダーピストン装置を有する構造に於て、共通
りランクシャフトのポンプシリンダーピストン装置に対
するクランク半径をパワーシリンダーピストン装置に対
するクランク半径より実質的に小さくすることは、それ
に相描してパワーピストンのストロークに比してポンプ
ピストンのストロークを小さくすることを意味し、従っ
てポンプシリンダーピストン装置に於ては共通りランク
シャフトとポンプピストンの間にクロスヘッドの為のス
ペースを見出すことが可能になることを意味する。
シャフトによって互いに同期して作動されるように連結
されたニサイクルユニフロー水平対向ピストン式パワー
シリンダーピストン装置と複動型水平対向ピストン式ポ
ンプシリンダーピストン装置を有する構造に於て、共通
りランクシャフトのポンプシリンダーピストン装置に対
するクランク半径をパワーシリンダーピストン装置に対
するクランク半径より実質的に小さくすることは、それ
に相描してパワーピストンのストロークに比してポンプ
ピストンのストロークを小さくすることを意味し、従っ
てポンプシリンダーピストン装置に於ては共通りランク
シャフトとポンプピストンの間にクロスヘッドの為のス
ペースを見出すことが可能になることを意味する。
この場合、ポンプシリンダーピストン装置に対するクラ
ンク半径が減少される度合が小さ過ぎると、ポンプビス
トンストロークは尚依然として大きく、−力に於てはク
ロスヘッドのストロークはポンプピストンのストローク
と同一であることから、そのように大きなストロークを
有するクロスヘッドのためのスペースを見出すことが困
難であり、又他力に於てはクランク半径が大きいほどコ
ンロッドの揺動角が大きいので、コンロッドに生ずるサ
イドフォースが大き過ぎてクロスヘッドの滑らかな運動
が確保されない。
ンク半径が減少される度合が小さ過ぎると、ポンプビス
トンストロークは尚依然として大きく、−力に於てはク
ロスヘッドのストロークはポンプピストンのストローク
と同一であることから、そのように大きなストロークを
有するクロスヘッドのためのスペースを見出すことが困
難であり、又他力に於てはクランク半径が大きいほどコ
ンロッドの揺動角が大きいので、コンロッドに生ずるサ
イドフォースが大き過ぎてクロスヘッドの滑らかな運動
が確保されない。
これに対し、ポンプシリンダーピストン装置に対するク
ランク半径を低減する度合が大き過ぎると、ポンプビス
トンストロークは確かに小さくなり、それに応じてクロ
スへラドストロ−りも小さくなるので、クロスヘッドの
ためのスペースを見出すことは容易となり、又クランク
半径が減少することからコンロッドの揺動角が小さくな
り、クロスヘッドに作用するサイドフォースモ小さくな
り、クロスヘッドの滑らかな案内が容易となるが、この
場合所定量のポンプ総行程体積を確保するためには、ポ
ンプビストンストロークが大きく減少したことに応じて
ポンプシリンダの直径が大巾に増大されなければならず
、互いに並列に配置されるパワーシリンダーピストン装
置とポンプシリンダーピストン装置の間の直径寸法の調
和が著るしく損なわれると言う不都合が生ずる。
ランク半径を低減する度合が大き過ぎると、ポンプビス
トンストロークは確かに小さくなり、それに応じてクロ
スへラドストロ−りも小さくなるので、クロスヘッドの
ためのスペースを見出すことは容易となり、又クランク
半径が減少することからコンロッドの揺動角が小さくな
り、クロスヘッドに作用するサイドフォースモ小さくな
り、クロスヘッドの滑らかな案内が容易となるが、この
場合所定量のポンプ総行程体積を確保するためには、ポ
ンプビストンストロークが大きく減少したことに応じて
ポンプシリンダの直径が大巾に増大されなければならず
、互いに並列に配置されるパワーシリンダーピストン装
置とポンプシリンダーピストン装置の間の直径寸法の調
和が著るしく損なわれると言う不都合が生ずる。
従ってポンプシリンダーピストン装置に対するクランク
半径がパワーシリンダーピストン装置に対するクランク
半径より短縮される度合は、上記の如く小さ過ぎて一方
の欠点が顕著となることがないよう、又該度合が大き過
ぎて他力の欠点が顕著となることがないよう、その中間
的な適度の値に設定されるべきである。
半径がパワーシリンダーピストン装置に対するクランク
半径より短縮される度合は、上記の如く小さ過ぎて一方
の欠点が顕著となることがないよう、又該度合が大き過
ぎて他力の欠点が顕著となることがないよう、その中間
的な適度の値に設定されるべきである。
このことに関し、本発明は、ポンプ吐出量を一定に保つ
という条件の下ではポンプビストンストロークが１／Ａ
倍（Ａ＞１）になると、ポンプシリンダの直径はＪＩ倍
に増大されればよく従ってポンプビストンストロークが
比較的大きく低減されてもポンプシリンダの直径はそれ
ほど増大されなくてもよいことに着目するものである。
という条件の下ではポンプビストンストロークが１／Ａ
倍（Ａ＞１）になると、ポンプシリンダの直径はＪＩ倍
に増大されればよく従ってポンプビストンストロークが
比較的大きく低減されてもポンプシリンダの直径はそれ
ほど増大されなくてもよいことに着目するものである。
即ち例えばＡ＝２であるとすると、Ｊ−約１．４であり
、即ちポンプビストンストロークが半分に低減されても
ポンプシリンダの直径の増大は約４０％に過ぎないもの
である。
、即ちポンプビストンストロークが半分に低減されても
ポンプシリンダの直径の増大は約４０％に過ぎないもの
である。
前記特願昭５３−５２１０４号に於ては、掃気ポンプ装
置の総行程体積はパワーシリンダーピストン装置の総行
程体積の１．３５〜１．８５倍とされることが提案され
ているが、本発明のニサイクルユニフロー水平対向ピス
トンエンジンをガソリンエンジンとして実施した場合に
於ても、前記光の出願に於て説明されたと同じ理由から
、パワーシリンダーピストン装置の総行程体積に対する
掃気ポンプ装置の総行程体積の比に関し前記と同じ条件
が採用されるものとし、又本発明によるニサイクルユニ
フロー水平対向ピストンエンジンが特にクランク室圧縮
を掃気ポンプ装置の一部として採用するものとすれば、
パワーシリンダーピストン装置とは別個に構成されるポ
ンプシリンダーピストン装置の総行程体積は、パワーシ
リンダーピストン装置の総行程体積の０．３５へ０．８
５倍あればよいことになる。
置の総行程体積はパワーシリンダーピストン装置の総行
程体積の１．３５〜１．８５倍とされることが提案され
ているが、本発明のニサイクルユニフロー水平対向ピス
トンエンジンをガソリンエンジンとして実施した場合に
於ても、前記光の出願に於て説明されたと同じ理由から
、パワーシリンダーピストン装置の総行程体積に対する
掃気ポンプ装置の総行程体積の比に関し前記と同じ条件
が採用されるものとし、又本発明によるニサイクルユニ
フロー水平対向ピストンエンジンが特にクランク室圧縮
を掃気ポンプ装置の一部として採用するものとすれば、
パワーシリンダーピストン装置とは別個に構成されるポ
ンプシリンダーピストン装置の総行程体積は、パワーシ
リンダーピストン装置の総行程体積の０．３５へ０．８
５倍あればよいことになる。
従ってかかる条件が加味されるときは、もし本発明に従
ってポンプシリンダーピストン装置に対するクランク半
径がパワーシリンダーピストン装置に対するクランク半
径の１／２とされるときにも、ポンプシリンダの直径は
パワーシリンダーピストン装置の直径に比して高々Ｊ亙
■］×ｖ’２＝１．３倍となるにすぎないものである。
ってポンプシリンダーピストン装置に対するクランク半
径がパワーシリンダーピストン装置に対するクランク半
径の１／２とされるときにも、ポンプシリンダの直径は
パワーシリンダーピストン装置の直径に比して高々Ｊ亙
■］×ｖ’２＝１．３倍となるにすぎないものである。
これと同じ条件は、本発明者等が本件出願の出願人と同
一の出願人の出願に係る特願昭５３−６６８８５号に於
て提案したニサイクルユニフロー水平対向ピストンガソ
リンエンジンに本発明が適用された場合にも同様にあて
はまるものである。
一の出願人の出願に係る特願昭５３−６６８８５号に於
て提案したニサイクルユニフロー水平対向ピストンガソ
リンエンジンに本発明が適用された場合にも同様にあて
はまるものである。
更に本発明が「ニサイクルディーゼルエンジン」に係る
前記特願昭５３−９４２３９号に於て提案されているニ
サイクルディーゼルエンジンに於て実施される場合には
、その場合のポンプシリンダーピストン装置の総行程体
積はパワーシリンダーピストン装置の総行程体積の０．
５０〜１６２０倍であることから、この場合にもポンプ
シリンダーピストン装置に対するクランク半径がパワー
シリンダーピストン装置に対するクランク半径の１／２
とされるものとすると、ポンプシリンダの直径はパワー
シリンダの直径のＪ〒ヲτ×ＪΣ二１．５５倍となるに
すぎないものである。
前記特願昭５３−９４２３９号に於て提案されているニ
サイクルディーゼルエンジンに於て実施される場合には
、その場合のポンプシリンダーピストン装置の総行程体
積はパワーシリンダーピストン装置の総行程体積の０．
５０〜１６２０倍であることから、この場合にもポンプ
シリンダーピストン装置に対するクランク半径がパワー
シリンダーピストン装置に対するクランク半径の１／２
とされるものとすると、ポンプシリンダの直径はパワー
シリンダの直径のＪ〒ヲτ×ＪΣ二１．５５倍となるに
すぎないものである。
かかる条件は、本発明によるニサイクルユニフロー水平
対向ピストンエンジンがその基本構成とする少なくとも
二組の二サイクルユニフロー水平対向ピストン式パワー
シリンダーピストン装置と少なくとも一組の複動型水平
対向ピストン式ポンプシリンダーピストン装置との並列
構造に於て、パワーシリンダーピストン装置とポンプシ
リンダーピストン装置の寸法の間に好ましい調和を保つ
範囲内にて充分達成される条件である。
対向ピストンエンジンがその基本構成とする少なくとも
二組の二サイクルユニフロー水平対向ピストン式パワー
シリンダーピストン装置と少なくとも一組の複動型水平
対向ピストン式ポンプシリンダーピストン装置との並列
構造に於て、パワーシリンダーピストン装置とポンプシ
リンダーピストン装置の寸法の間に好ましい調和を保つ
範囲内にて充分達成される条件である。
以下に添付の図を参照して本発明を実施例について詳細
に説明する。
に説明する。
添付の第１図は本発明の技術思想を前記特願昭５３−５
２１０４号に於て提案されたニサイクルユニフロー水平
対向ピストンガソリンエンジンに於て実施した一つの実
施例を示す解図的平断面図であり、第２図は第１図の線
■−■による断面図、第３図は第２図に於る線１ｌｌ−
Ｉｎによる断面図、第４図及び第５図は第１図の線ＩＶ
−ＩＶ及びｖ−■による断面図である。
２１０４号に於て提案されたニサイクルユニフロー水平
対向ピストンガソリンエンジンに於て実施した一つの実
施例を示す解図的平断面図であり、第２図は第１図の線
■−■による断面図、第３図は第２図に於る線１ｌｌ−
Ｉｎによる断面図、第４図及び第５図は第１図の線ＩＶ
−ＩＶ及びｖ−■による断面図である。
これらの図に於て、１０は全体として扁平な形状を有し
実質的に水平に配置されるシリンダブロックである。
実質的に水平に配置されるシリンダブロックである。
シリンダブロック内にはその両側縁部に近接して一対の
クランクシャフト１２及び１４が配置されており、シリ
ンダブロック内に形成された軸受１０ａ〜１０Ｃ及び１
０ｄ〜１０ｆによりそれぞれ回転式に支持されている。
クランクシャフト１２及び１４が配置されており、シリ
ンダブロック内に形成された軸受１０ａ〜１０Ｃ及び１
０ｄ〜１０ｆによりそれぞれ回転式に支持されている。
この場合、例えばクランクシャフト１２はエンジン補機
を駆動する補機駆動軸として作動し、クランクシャフト
１４がエンジン出力取出軸として作動するように構成さ
れてよい。
を駆動する補機駆動軸として作動し、クランクシャフト
１４がエンジン出力取出軸として作動するように構成さ
れてよい。
シリンダブロック１０内には第−及び第二のニサイクル
ユニフロー水平対向式パワーシリンダーピストン装置１
００及び２００と、複動型水平対向ピストン式ポンプシ
リンダーピストン装置４００とが組込まれている。
ユニフロー水平対向式パワーシリンダーピストン装置１
００及び２００と、複動型水平対向ピストン式ポンプシ
リンダーピストン装置４００とが組込まれている。
パワーシリンダーピストン装置１００と２００は互いに
１８０°異なる位相にて作動する実質的に同一構造のパ
ワーシリンダーピストン装置である。
１８０°異なる位相にて作動する実質的に同一構造のパ
ワーシリンダーピストン装置である。
以下に先ずパワーシリンダーピストン装置について説明
するが、ここでは簡単のためにパワーシリンダーピスト
ン装置１００のみについて説明し、パワーシリンダーピ
ストン装置２００についてはパワーシリンダーピストン
装置１００に関する各部に付した１００番台の符号をそ
の対応する部分について２００番台の符号として付する
のみとし、その詳細な説明は省略する。
するが、ここでは簡単のためにパワーシリンダーピスト
ン装置１００のみについて説明し、パワーシリンダーピ
ストン装置２００についてはパワーシリンダーピストン
装置１００に関する各部に付した１００番台の符号をそ
の対応する部分について２００番台の符号として付する
のみとし、その詳細な説明は省略する。
パワーシリンダーピストン装置１００はパワーシリンダ
１０２を有し、該パワーシリンダはシリンダブロック１
０により支持されており、シリンダ１０２の周りにはジ
ャケット壁１０４により冷却ジャケット１０６が形成さ
れている。
１０２を有し、該パワーシリンダはシリンダブロック１
０により支持されており、シリンダ１０２の周りにはジ
ャケット壁１０４により冷却ジャケット１０６が形成さ
れている。
シリンダ１０２内には掃気側パワーピストン１０８と排
気側パワーピストン１１０とが互いに対向した態様にて
配置されている。
気側パワーピストン１１０とが互いに対向した態様にて
配置されている。
ピストン１０８及び１１０は各々コンロッド１１２及び
１１４を経てクランクシャフト１２及び１４のクランク
ピン１１６及び１１８に連結されている。
１１４を経てクランクシャフト１２及び１４のクランク
ピン１１６及び１１８に連結されている。
クランクピン１１６及び１１８にそれぞれ接続したこれ
らのクランクピンを支持する一対のクランクアーム１２
０及び１２２は円盤状をなしており、かかる一対の円盤
状クランクアームとその間を接続するクランクピンとに
よって構成されたクランク部は対応するシリンダ形状を
有するクランク室１２４及び１２６内に納められており
、これによってクランクの回転角の如何にかかわらずク
ランク室内の主要空間をクランク装置によって占めるよ
うにし、クランり室内の間隙体積を可及的に小さくして
いる。
らのクランクピンを支持する一対のクランクアーム１２
０及び１２２は円盤状をなしており、かかる一対の円盤
状クランクアームとその間を接続するクランクピンとに
よって構成されたクランク部は対応するシリンダ形状を
有するクランク室１２４及び１２６内に納められており
、これによってクランクの回転角の如何にかかわらずク
ランク室内の主要空間をクランク装置によって占めるよ
うにし、クランり室内の間隙体積を可及的に小さくして
いる。
シリンダ１０２にはその掃気側及び排気側にそれぞれ複
数個の掃気口１２８及び排気口１３０が設けられており
、これらの掃気口及び排気口はそれぞれ掃気プレナム１
３２及び排気プレナム１３４に接続されている。
数個の掃気口１２８及び排気口１３０が設けられており
、これらの掃気口及び排気口はそれぞれ掃気プレナム１
３２及び排気プレナム１３４に接続されている。
排気プレナム１３４は排気管１３６に接続されている。
掃気口１２８は第３図に示す如くシリンダ１０２の中心
軸線へ向けて開口する一対の掃気口１２８ａと、シリン
ダ１０２内にあってこれと同心の仮想シリンダＣに対し
接線方向に開口する掃気口１２８ｂとを含んでいる。
軸線へ向けて開口する一対の掃気口１２８ａと、シリン
ダ１０２内にあってこれと同心の仮想シリンダＣに対し
接線方向に開口する掃気口１２８ｂとを含んでいる。
尚これらいづれの掃気口もその中心軸線は排気口１３０
が設けられている排気側へ向けて傾斜されており、これ
らの掃気口より吹込まれる混合気に排気側へ向う流速成
分を与えるようになっている。
が設けられている排気側へ向けて傾斜されており、これ
らの掃気口より吹込まれる混合気に排気側へ向う流速成
分を与えるようになっている。
又掃気口１２８及び排気口１３０の開閉位相は第６図に
示す如く定められている。
示す如く定められている。
かくしてこれらの掃気口１２８ａ及び１２８ｂより噴出
された掃気はシリンダ１０２内を旋回しつつ排気側へ向
う。
された掃気はシリンダ１０２内を旋回しつつ排気側へ向
う。
掃気プレナム１３２は通路１３８及び１４０を経てそれ
ぞれクランク室１２４及び１２６に接続されている。
ぞれクランク室１２４及び１２６に接続されている。
掃気プレナム１３２と通路１３８及び１４０の接合部に
は、これらの通路より掃気プレナムへ向う流体の流れの
みを許すリードバルブ１４２が設けられ、シリンダから
の燃焼ガスの吹返しを防ぐようになっている。
は、これらの通路より掃気プレナムへ向う流体の流れの
みを許すリードバルブ１４２が設けられ、シリンダから
の燃焼ガスの吹返しを防ぐようになっている。
かかるリードバルブはシリンダからの吹返しの恐れがな
いときは設けられなくてもよい。
いときは設けられなくてもよい。
パワーシリンダ１０２の中央部には点火栓１５６が設け
られている。
られている。
次にポンプシリンダーピストン装置４００について説明
する。
する。
ポンプシリンダーピストン装置４００はシリンダブロッ
ク１０により支持されたポンプシリンダ４０２を有し、
該ポンプシリンダの周りにはジャケット壁４０４により
冷却ジャケット４０６が形成されている。
ク１０により支持されたポンプシリンダ４０２を有し、
該ポンプシリンダの周りにはジャケット壁４０４により
冷却ジャケット４０６が形成されている。
ポンプシリンダ４０２内には一対のディスク状のポンプ
ピストン４０８及び４１０が互いに対向して係合してお
り、これらのポンプピストンはそれぞれブツシュロッド
４１２及び４１４と連結されている。
ピストン４０８及び４１０が互いに対向して係合してお
り、これらのポンプピストンはそれぞれブツシュロッド
４１２及び４１４と連結されている。
これらのブツシュロッドは各々ポンプシリンダ４０２の
両端を閉じるエンドプレート４１６及び４１８に設けら
れた孔４２０及び４２２を貫通して延びている。
両端を閉じるエンドプレート４１６及び４１８に設けら
れた孔４２０及び４２２を貫通して延びている。
孔４２０及び４２２はそれぞれブツシュ田ノド４１２及
び４１４を密封スライド式に支持する軸受孔として構成
されている。
び４１４を密封スライド式に支持する軸受孔として構成
されている。
かかる構成によりポンプシリンダ４０２の内部は三つの
ポンプ室４２４．４２６．４２８に分けられている。
ポンプ室４２４．４２６．４２８に分けられている。
ブツシュロッド４１２及び４１４の他端は各々クロスヘ
ッド４３０及び４３２に連結されている。
ッド４３０及び４３２に連結されている。
尚クロスヘッド４３０の側については第４図を併せて参
照されたい。
照されたい。
クロスヘッド４３０及び４３２はいづれもポンプシリン
ダ４０２の両端部に係合しており、該ポンプシリンダの
軸線力向に摺動するようになっている。
ダ４０２の両端部に係合しており、該ポンプシリンダの
軸線力向に摺動するようになっている。
クロスヘッド４３０及び４３２にはそれぞれピン４３４
及び４３６を経てコンロッド４３８及び４４０の小端部
が係合している。
及び４３６を経てコンロッド４３８及び４４０の小端部
が係合している。
コンロッド４３８及び４４０の大端部はクランクピン４
４４及び４４６と係合しており、これらのクランクピン
４４４及び４４６は各々クランクシャフト１２及び１４
上に設けられた一対のクランクアーム４４８及び４５０
によって担持されている。
４４及び４４６と係合しており、これらのクランクピン
４４４及び４４６は各々クランクシャフト１２及び１４
上に設けられた一対のクランクアーム４４８及び４５０
によって担持されている。
これらのクランク装置を収容するクランク室４５２及び
４５４は各々図には示されていないポジティブクランク
ケースベンチュレーションバルブを介して同じく図には
示されていないエアクリーナの内部に連通され、圧力バ
ランスを行うことが計られている。
４５４は各々図には示されていないポジティブクランク
ケースベンチュレーションバルブを介して同じく図には
示されていないエアクリーナの内部に連通され、圧力バ
ランスを行うことが計られている。
尚第５図によりよく示されている如く、クロスヘッド４
３０にはその往復運動の際の空気抵抗を減する目的で孔
４３１が設けられている。
３０にはその往復運動の際の空気抵抗を減する目的で孔
４３１が設けられている。
同様の孔はクロスヘッド４３２についても設けられてい
る。
る。
４０は気化器であり、ベンチュリ部４２、該ベンチュリ
部の咽部に開口するメイン燃料ノズル４４及びスロット
ルバルブ４６を有し、図にて上方の空気吸入口より空気
を吸入し、通常の要領によって混合気を発生するもので
ある。
部の咽部に開口するメイン燃料ノズル４４及びスロット
ルバルブ４６を有し、図にて上方の空気吸入口より空気
を吸入し、通常の要領によって混合気を発生するもので
ある。
気化器４０の出口は通路５０及びこれを二つに分岐した
通路５０ａ及び５０ｂを経て第−及び第二のパワーシリ
ンダーピストン装置１００及び２００のクランク室１２
４及び２２４に開口するポート１４４及び２４４に、又
通路５２及びこれを二つに分岐した通路５２ａ及び５２
ｂを経て第−及び第二のパワーシリンダーピストン装置
１００及び２００のクランク室１２６及び２２６に開口
するポート１４６及び２４６へ接続されている。
通路５０ａ及び５０ｂを経て第−及び第二のパワーシリ
ンダーピストン装置１００及び２００のクランク室１２
４及び２２４に開口するポート１４４及び２４４に、又
通路５２及びこれを二つに分岐した通路５２ａ及び５２
ｂを経て第−及び第二のパワーシリンダーピストン装置
１００及び２００のクランク室１２６及び２２６に開口
するポート１４６及び２４６へ接続されている。
尚ポート１４４．１４６，２４４，２４６にはそれぞれ
リードバルブ１４８．１５０．２４８．２５０が設けら
れている。
リードバルブ１４８．１５０．２４８．２５０が設けら
れている。
更に気化器４０は通路６０，６２゜６４を経てそれぞれ
ポンプシリンダーピストン装置４００のポンプ室４２４
，４２６，４２８に開口するポート４５６，４５８，４
６０に接続されている。
ポンプシリンダーピストン装置４００のポンプ室４２４
，４２６，４２８に開口するポート４５６，４５８，４
６０に接続されている。
通路６０．６２．６４にはそれぞれポー１−４５６，４
５８，４６０に近接してリードバルブ６６．６８，７０
が設けられている。
５８，４６０に近接してリードバルブ６６．６８，７０
が設けられている。
ポンプ室４２４は出口ポート４２６より通路７２及びこ
れより分岐した通路１５２及び１５４を経てパワーシリ
ンダーピストン装置１００のクランク室１２４及び１２
６に接続されている。
れより分岐した通路１５２及び１５４を経てパワーシリ
ンダーピストン装置１００のクランク室１２４及び１２
６に接続されている。
通路７２の途中にはリードバルブ１６０が設けられてい
る。
る。
−カポンプ室４２６及び４２８はそれぞれ出口ポート４
６６及び４６８より通路７４及び７６を経てパワーシリ
ンダーピストン装置２００のクランク室２２４及び２２
６に接続されている。
６６及び４６８より通路７４及び７６を経てパワーシリ
ンダーピストン装置２００のクランク室２２４及び２２
６に接続されている。
通路７４及び７６内にはそれぞれリードバルブ２６１及
び２６３が設けられている。
び２６３が設けられている。
第１図に於ては気化器４０、通路５０，５０ａ 。
５０ｂ ｔ ５２ ｔ ５２ａ ｔ ５２ｂ ｔ１３Ｌ
１４０ｔ２３８．２４０等及びポート１４４，１４６，
２４４゜２４６等は便宜上平面図に展開して示されてい
るが、実際にはこれらの装置或は構造は次の如く立体的
に構成されるのが好ましい。
１４０ｔ２３８．２４０等及びポート１４４，１４６，
２４４゜２４６等は便宜上平面図に展開して示されてい
るが、実際にはこれらの装置或は構造は次の如く立体的
に構成されるのが好ましい。
即ち今、第一のパワーシリンダーピストン装置１００に
ついてみれば、通路１３８及び１４０はクランクアーム
１２０及び１２２並びにピストン１０８及び１１０によ
って混合気の流入を妨げられないよう一対のクランクア
ーム１２０又は１２２の間に開口するのが好ましい。
ついてみれば、通路１３８及び１４０はクランクアーム
１２０及び１２２並びにピストン１０８及び１１０によ
って混合気の流入を妨げられないよう一対のクランクア
ーム１２０又は１２２の間に開口するのが好ましい。
又エンジン冷温時には液体燃料がクランク室の下方に溜
っているので、通路１３８及び１４０はかかる燃料を良
好に取出すことができるようクランク室の底部に開口す
るのが好ましい。
っているので、通路１３８及び１４０はかかる燃料を良
好に取出すことができるようクランク室の底部に開口す
るのが好ましい。
ポート１４４及び１４６はそれぞれアーム１２０及び１
２２によって混合気の流れを妨げられないようそれぞれ
一対のクランクアーム１２０及び１２２の間の領域に開
口するのが好ましい。
２２によって混合気の流れを妨げられないようそれぞれ
一対のクランクアーム１２０及び１２２の間の領域に開
口するのが好ましい。
気化器４０はエンジン冷温時にその霧化が不十分となる
ことにより液滴燃料を通路５０，５２，６０゜６２．６
４へ向けて放出するので、その場合にも液滴燃料がポン
プ又はクランク室へ自重によって流れこむことができる
よう、ポンプ又はクランク室の上方に配置されるのが好
ましい。
ことにより液滴燃料を通路５０，５２，６０゜６２．６
４へ向けて放出するので、その場合にも液滴燃料がポン
プ又はクランク室へ自重によって流れこむことができる
よう、ポンプ又はクランク室の上方に配置されるのが好
ましい。
かかる配置は第２図に示されている。
又第１図に於てパワー装置１００及び２００とポンプ４
００とはできる限り近接して配置されるのが好ましい。
００とはできる限り近接して配置されるのが好ましい。
従って通路１５２、１５４、７４、７６等はパワー装置
及びポンプが近接して配置された後に残る空間を通って
配置されるのが好ましい。
及びポンプが近接して配置された後に残る空間を通って
配置されるのが好ましい。
尚通路１５２及び１５４がそれぞれクランク室１２４及
び１２６へ開口するポートはこの場合これらの通路を通
って送給される混合気はポンプによって圧縮されたもの
であるから、クランクアーム１２０，１２２又はピスト
ン１０８，１１０に対向して開口していても強い絞り作
用を受るようになっていなければ特に問題はない。
び１２６へ開口するポートはこの場合これらの通路を通
って送給される混合気はポンプによって圧縮されたもの
であるから、クランクアーム１２０，１２２又はピスト
ン１０８，１１０に対向して開口していても強い絞り作
用を受るようになっていなければ特に問題はない。
このことはパワーシリンダーピストン装置２００につい
ても同様である。
ても同様である。
クランク軸１２及び１４はそれぞれに装着されたスプロ
ケットホイール１６及び１８とこれらの間に掛渡された
無端チェーン２０によって互いに同一回転速度にて同一
方向に駆動されるようになっており、この場合クランク
シャフト１２と１４の間の位相関係は第−及び第二のパ
ワーシリンダーピストン装置１００及び２００並びにポ
ンプシリンダーピストン装置４００に於るそれぞれのパ
ワーピストン１０８及び１１０、２０８及び２１０並び
に４０８及び４１０に対するクランクピン１１６及び１
１８，２１６及び２１８，４４４及び４４６がそれぞれ
互いに１８０°の位相差を有するように定められている
。
ケットホイール１６及び１８とこれらの間に掛渡された
無端チェーン２０によって互いに同一回転速度にて同一
方向に駆動されるようになっており、この場合クランク
シャフト１２と１４の間の位相関係は第−及び第二のパ
ワーシリンダーピストン装置１００及び２００並びにポ
ンプシリンダーピストン装置４００に於るそれぞれのパ
ワーピストン１０８及び１１０、２０８及び２１０並び
に４０８及び４１０に対するクランクピン１１６及び１
１８，２１６及び２１８，４４４及び４４６がそれぞれ
互いに１８０°の位相差を有するように定められている
。
又この場合、パワーピストン１０８に対するクランクピ
ン１１６とパワーピストン２０８に対するクランクピン
２１６の間の位相差及びパワーピストン１１０に対する
クランクピン１１８とパワーピストン２１０に対するク
ランクピン２１８の間の位相差はそれぞれ１８０°とな
るように定められている。
ン１１６とパワーピストン２０８に対するクランクピン
２１６の間の位相差及びパワーピストン１１０に対する
クランクピン１１８とパワーピストン２１０に対するク
ランクピン２１８の間の位相差はそれぞれ１８０°とな
るように定められている。
そして更に前述の通路構造より明らかな如く、ポンプ４
００に於るポンプ室４２４は第一のパワーシリンダーピ
ストン装置１００と関連してこれに掃気を供給するよう
になっており、一方ポンプ室４２６及び４２８は第二の
パワーシリンダーピストン装置２００と関連してこれに
掃気を供給するようになっていることから、パワーピス
トン１０８に対するクランクピン１１６とポンプピスト
ン４０８に対するクランクピン４４４の間の位相差及び
パワーピストン１１０に対するクランクピン１１８とポ
ンプピストン４１０に対するクランクピン４４６の間の
位相差はそれぞれ１８０°乃至それに近い値に設定され
るが、特にこの場合前記特願昭５３−５２１０４号に於
て提案されている技術思想に倣って、パワーピストン１
０８及び１１０がその下死点にあるときポンプピストン
４０８及び４１０がポンプ室４２４に関してその上死点
にあるかそれより幾分手前の位相状態にあるように設計
されるのが好ましい。
００に於るポンプ室４２４は第一のパワーシリンダーピ
ストン装置１００と関連してこれに掃気を供給するよう
になっており、一方ポンプ室４２６及び４２８は第二の
パワーシリンダーピストン装置２００と関連してこれに
掃気を供給するようになっていることから、パワーピス
トン１０８に対するクランクピン１１６とポンプピスト
ン４０８に対するクランクピン４４４の間の位相差及び
パワーピストン１１０に対するクランクピン１１８とポ
ンプピストン４１０に対するクランクピン４４６の間の
位相差はそれぞれ１８０°乃至それに近い値に設定され
るが、特にこの場合前記特願昭５３−５２１０４号に於
て提案されている技術思想に倣って、パワーピストン１
０８及び１１０がその下死点にあるときポンプピストン
４０８及び４１０がポンプ室４２４に関してその上死点
にあるかそれより幾分手前の位相状態にあるように設計
されるのが好ましい。
第−及び第二のパワーシリンダーピストン装置１００及
び２００に対する掃気ポンプ装置は、それぞれクランク
室１２４及び１２６とポンプ４００に於るポンプ室４２
４が重ね合わされたもの、及びクランク室２２４及び２
２６とポンプ４００に於るポンプ室４２６及び４２８が
重ね合わされたものによって構成されている。
び２００に対する掃気ポンプ装置は、それぞれクランク
室１２４及び１２６とポンプ４００に於るポンプ室４２
４が重ね合わされたもの、及びクランク室２２４及び２
２６とポンプ４００に於るポンプ室４２６及び４２８が
重ね合わされたものによって構成されている。
クランク室のポンプとしての総行程体積は対応するパワ
ーシリンダーピストン装置の総行程体積に等しいので、
掃気ポンプ装置の総行程体積が前記特願昭５３−５２１
０４号に於る如くそれが掃気を供給するパワーシリンダ
ーピストン装置の総行程体積の１．３５〜１．８５倍さ
されるときには、ポンプ４００の総行程体積はパワーシ
リンダーピストン装置の総行程体積の０．３５〜０．８
５倍となる。
ーシリンダーピストン装置の総行程体積に等しいので、
掃気ポンプ装置の総行程体積が前記特願昭５３−５２１
０４号に於る如くそれが掃気を供給するパワーシリンダ
ーピストン装置の総行程体積の１．３５〜１．８５倍さ
されるときには、ポンプ４００の総行程体積はパワーシ
リンダーピストン装置の総行程体積の０．３５〜０．８
５倍となる。
即ちこの場合、ポンプ室４２４の行程体積はパワーシリ
ンダーピストン装置１００の行程体積の０．３５〜０．
８５倍とされ、又ポンプ室４２６及び４２８の行程体積
の合計はパワーシリンダーピストン装置２００の行程体
積の０．３５〜０．８５倍とされる。
ンダーピストン装置１００の行程体積の０．３５〜０．
８５倍とされ、又ポンプ室４２６及び４２８の行程体積
の合計はパワーシリンダーピストン装置２００の行程体
積の０．３５〜０．８５倍とされる。
パワーシリンダーピストン装置の行程体積に対するポン
プシリンダーピストン装置の行程体積を上述の如き値幅
の内のどの値に選定するかは、前記特願昭５３−５２１
０４号に於て詳述されている。
プシリンダーピストン装置の行程体積を上述の如き値幅
の内のどの値に選定するかは、前記特願昭５３−５２１
０４号に於て詳述されている。
即ち先ずエンジンがフルスロットルにて運転される際に
最も高い頻度にて生ずるエンジン回転数をとり、そのエ
ンジン回転数にて掃気が排気を排気口１３０又は２３０
よりちょうど出し終ったとき該排気口が排気側ピストン
１１０又は２１０によって閉じられるようにポンプ４０
０の行程体積を定める。
最も高い頻度にて生ずるエンジン回転数をとり、そのエ
ンジン回転数にて掃気が排気を排気口１３０又は２３０
よりちょうど出し終ったとき該排気口が排気側ピストン
１１０又は２１０によって閉じられるようにポンプ４０
０の行程体積を定める。
この場合ポンプ４００から吐出された混合気はクランク
室１２４及び１２６又は２２４及び２２６へ流入し、更
にこれらのクランク室はそれ自身がポンプ作用を行なう
ので、パワーピストン１０８及び１１０又は２０８及び
２１０の往復動につれてクランク室圧力（ａｔｍ、ゲー
ジ圧）は第７図に示す如く変化する。
室１２４及び１２６又は２２４及び２２６へ流入し、更
にこれらのクランク室はそれ自身がポンプ作用を行なう
ので、パワーピストン１０８及び１１０又は２０８及び
２１０の往復動につれてクランク室圧力（ａｔｍ、ゲー
ジ圧）は第７図に示す如く変化する。
混合気は掃気口が開く時点Ｓｏ（第６図）の圧力にて掃
気口１２８又は２２８よりシリンダ１０２又は２０２内
へ噴出するが、このとき掃気口によりやや絞られ、又噴
出された掃気は螺旋を描きながら排気口１３０又は２３
０へ向かつて進行し、排気口より排気を追い出す。
気口１２８又は２２８よりシリンダ１０２又は２０２内
へ噴出するが、このとき掃気口によりやや絞られ、又噴
出された掃気は螺旋を描きながら排気口１３０又は２３
０へ向かつて進行し、排気口より排気を追い出す。
掃気が排気口へ達するまでの時間は掃気とシリンダ内に
残留している排気の圧力差及び掃気が描く掃気口より排
気口までの螺旋の長さによって決まり、エンジン回転数
には直接関係しない。
残留している排気の圧力差及び掃気が描く掃気口より排
気口までの螺旋の長さによって決まり、エンジン回転数
には直接関係しない。
従ってこの時間は掃気口及び排気口の配置形状が決まっ
たときにはＳｏに於る掃気圧及びそれに続く掃気圧の変
化によって決まる。
たときにはＳｏに於る掃気圧及びそれに続く掃気圧の変
化によって決まる。
今、クランク室圧縮によるポンプ作用を一定とすると、
ポンプ４００の行程体積が大きいほどＳｏに於る掃気圧
は高くなる。
ポンプ４００の行程体積が大きいほどＳｏに於る掃気圧
は高くなる。
クランク室の間隙体積が大きい場合にはＳ。に於る掃気
圧は高くならず、その代り比較的高い掃気圧の持続時間
が長くなる。
圧は高くならず、その代り比較的高い掃気圧の持続時間
が長くなる。
往復動ピストン式ポンプは、吸入慣性効果を無視すれば
、回転数が低いほど体積効率がよいので、あるエンジン
回転数にて掃気が排気を排気口よりちょうと出し終った
とき排気口が閉じられるようにエンジンのマツチングを
行なうと（この回転数をマツチング回転数と呼ぶ）、マ
ツチング回転数以下では混合気の吹抜けがおこり、−力
それ以上では排気がシリンダ内に残ることになる。
、回転数が低いほど体積効率がよいので、あるエンジン
回転数にて掃気が排気を排気口よりちょうと出し終った
とき排気口が閉じられるようにエンジンのマツチングを
行なうと（この回転数をマツチング回転数と呼ぶ）、マ
ツチング回転数以下では混合気の吹抜けがおこり、−力
それ以上では排気がシリンダ内に残ることになる。
従ってエンジン高回転時にトルクを大きくしようとする
と、ポンプ４００の行程体積を増し、掃気圧を上る必要
がある。
と、ポンプ４００の行程体積を増し、掃気圧を上る必要
がある。
しかしこのときには低回転フルスロットルに於て混合気
の吹抜けが増大する。
の吹抜けが増大する。
排気管に排気慣性効果があるときにはこれも排気が排気
口に達する時間に影響する。
口に達する時間に影響する。
又掃気圧があまり高いと、排気と掃気が入り混って掃気
の吹抜けが生じ、掃気効率を悪くする。
の吹抜けが生じ、掃気効率を悪くする。
以上のことを考慮してポンプ行程体積の目安を定め、エ
ンジンを試作し、あとはエンジンの要求性能及び排気ガ
ス規制基準に関する要求にあうように実験によりポンプ
行程体積を修正していけばよい。
ンジンを試作し、あとはエンジンの要求性能及び排気ガ
ス規制基準に関する要求にあうように実験によりポンプ
行程体積を修正していけばよい。
一力、今パワーシリンダーピストン装置１００及び２０
０が互いに同一のシリンダ径Ｄｗ及びビストンストロー
クＩ、ｗ（クランクピン１１６，１１８゜２１６．２１
８に於るクランク半径の２倍）を有するものとし、又ポ
ンプシリンダーピストン装置４００がシリンダ径Ｄｐ及
びビストンストロークＬｐ（クランクピン４４４及び４
４６に於るクランり半径の２倍）を有するものとし、Ｌ
ｐ ＝ Ｌｗ／Ａ（Ａ＞１）の如くポンプビストンス
トロークがパワービストンストロークに比して縮小され
るものとすると、ポンプシリンダ４０６の直径はＤｐ＝
（Ｖ■ｉ−〜Ｊ爾ｉ）＆ＤＷとナル。
０が互いに同一のシリンダ径Ｄｗ及びビストンストロー
クＩ、ｗ（クランクピン１１６，１１８゜２１６．２１
８に於るクランク半径の２倍）を有するものとし、又ポ
ンプシリンダーピストン装置４００がシリンダ径Ｄｐ及
びビストンストロークＬｐ（クランクピン４４４及び４
４６に於るクランり半径の２倍）を有するものとし、Ｌ
ｐ ＝ Ｌｗ／Ａ（Ａ＞１）の如くポンプビストンス
トロークがパワービストンストロークに比して縮小され
るものとすると、ポンプシリンダ４０６の直径はＤｐ＝
（Ｖ■ｉ−〜Ｊ爾ｉ）＆ＤＷとナル。
従ッテ第１図〜第５図に示す実施例の如くＡが約２であ
るときには、Ｄｐ＝（０，８４〜１．３０ ）Ｄｗであ
る。
るときには、Ｄｐ＝（０，８４〜１．３０ ）Ｄｗであ
る。
尚、Ａがこれより幾分小さく、例えばＡ＝１．７５のと
きには、Ｄｐ＝（０，７８〜１．２２ ）Ｄｗとなり、
又Ａが２より幾分大きく、例えばＡ＝２．２５のときに
は、Ｄｐ−＝（０，８９〜１．３８ ）Ｄｗとなる。
きには、Ｄｐ＝（０，７８〜１．２２ ）Ｄｗとなり、
又Ａが２より幾分大きく、例えばＡ＝２．２５のときに
は、Ｄｐ−＝（０，８９〜１．３８ ）Ｄｗとなる。
第４図より理解される如く、Ａが２程度の値とされレバ
、コンロッド４３８の揺動角は、クロスヘッド４３０に
作用するサイドフォースを十分小さくし、クロスヘッド
の滑らかな往復動を確保するに十分な程度に低減される
。
、コンロッド４３８の揺動角は、クロスヘッド４３０に
作用するサイドフォースを十分小さくし、クロスヘッド
の滑らかな往復動を確保するに十分な程度に低減される
。
第１図〜第５図に示すニサイクルガソリンエンジンは次
の如く作動する。
の如く作動する。
尚以下に於てはパワーシリンダーピストン装置１００と
これに関連するポンプシリンダーピストン装置のポンプ
室４２４について説明するが、パワーシリンダーピスト
ン装置２００及びこれと関連するポンプシリンダーピス
トン装置のポンプ室４２６及び４２８に関する作動も実
質的に同様である。
これに関連するポンプシリンダーピストン装置のポンプ
室４２４について説明するが、パワーシリンダーピスト
ン装置２００及びこれと関連するポンプシリンダーピス
トン装置のポンプ室４２６及び４２８に関する作動も実
質的に同様である。
パワーピストン１８０及び１１０がそれぞれの下死点（
ＢＤＣ）より上死点（ＴＤＣ）へ向けて移動するとポン
プピストン４０８及び４１０はポンプ室４２４に関する
それぞれのＴＤＣ（第１図に於てポンプシリンダ４０２
の中央位置に最も近付いた位置）よりＢＤＣ（ポンプシ
リンダの４０２の中央より最も隔った位置）へ向けて移
動し、ポンプ室４２４はリードバルブ６６の前後の圧力
差が該リードバルブのばね力に打ち勝つと該リードバル
ブを介して混合気を吸入し、一方クランク室１２４及び
１２６も又各々リードバルブ１４８及び１５０の前後の
圧力差が該リードバルブのばね力に打ち勝つと該リード
バルブを介して混合気を吸入する。
ＢＤＣ）より上死点（ＴＤＣ）へ向けて移動するとポン
プピストン４０８及び４１０はポンプ室４２４に関する
それぞれのＴＤＣ（第１図に於てポンプシリンダ４０２
の中央位置に最も近付いた位置）よりＢＤＣ（ポンプシ
リンダの４０２の中央より最も隔った位置）へ向けて移
動し、ポンプ室４２４はリードバルブ６６の前後の圧力
差が該リードバルブのばね力に打ち勝つと該リードバル
ブを介して混合気を吸入し、一方クランク室１２４及び
１２６も又各々リードバルブ１４８及び１５０の前後の
圧力差が該リードバルブのばね力に打ち勝つと該リード
バルブを介して混合気を吸入する。
次いでパワーピストン１０８及び１１０がそれぞれのＴ
ＤＣよりＢＤＣへ向けて移動し始めると、ポンプピスト
ン４０８及び４１０はポンプ室４２４に関するそれぞれ
のＴＤＣへ向けて移動し始め、クランク室１２４及び１
２６内の圧力及びポンプ室４２４内の圧力が上昇してく
る。
ＤＣよりＢＤＣへ向けて移動し始めると、ポンプピスト
ン４０８及び４１０はポンプ室４２４に関するそれぞれ
のＴＤＣへ向けて移動し始め、クランク室１２４及び１
２６内の圧力及びポンプ室４２４内の圧力が上昇してく
る。
尚この場合、ポンプピストン４０８及び４１０がポンプ
室４２４に関するＢＤＣを過ぎても暫くはリードバルブ
６６゜１４８及び１５０は吸入慣性により開いており、
その間混合気の吸込みが継続される。
室４２４に関するＢＤＣを過ぎても暫くはリードバルブ
６６゜１４８及び１５０は吸入慣性により開いており、
その間混合気の吸込みが継続される。
ポンプ室４２４による圧縮が進行するにつれて、該ポン
プ室の圧縮比はクランク室１２４及び１２６に於る圧縮
比より高いので、やがてポンプ室４２４により圧縮され
た混合気はリードバルブ１６０を開いてクランク室１２
４及び１２６へ流入する。
プ室の圧縮比はクランク室１２４及び１２６に於る圧縮
比より高いので、やがてポンプ室４２４により圧縮され
た混合気はリードバルブ１６０を開いてクランク室１２
４及び１２６へ流入する。
パワーピストン１０８及び１１０がＢＤＣへ向うにつれ
て先ず排気口１３０が開き（第６図）、パワーシリンダ
１０２内の排気は該排気口を経て排気プレナム１３４へ
噴出し、これより排気管１３６を経て排出され、パワー
ピストン１０２内の排気圧は急激に低下する。
て先ず排気口１３０が開き（第６図）、パワーシリンダ
１０２内の排気は該排気口を経て排気プレナム１３４へ
噴出し、これより排気管１３６を経て排出され、パワー
ピストン１０２内の排気圧は急激に低下する。
次いでパワーピストンが更にＢＤＣへ向けて移動すると
、掃気口１２８が開き、該掃気口を経て圧縮された混合
気がパワーシリンダ１０２内へ噴出し、螺旋を描きなが
ら排気口１３０へ向けて排気を押しつつ流れる。
、掃気口１２８が開き、該掃気口を経て圧縮された混合
気がパワーシリンダ１０２内へ噴出し、螺旋を描きなが
ら排気口１３０へ向けて排気を押しつつ流れる。
排気圧は第７図に示すクランク室圧力にほぼ比例して下
り、パワーピストン１０８及び１１０がＢＤＣを過ぎた
後は掃気のシリンダ１０２内への流入は慣性効果によっ
て暫く続けられるが、その流入量は非常に小さくなる。
り、パワーピストン１０８及び１１０がＢＤＣを過ぎた
後は掃気のシリンダ１０２内への流入は慣性効果によっ
て暫く続けられるが、その流入量は非常に小さくなる。
パワーピストン１０８及び１１０がＴＤＣへ向けて移動
するにつれて、先ず掃気口１２８が掃気側パワーピスト
ン１０８により閉じられ、次いで排気口１３０が排気側
パワーピストン１１０によって閉じられ、それ以後混合
気の圧縮が始る。
するにつれて、先ず掃気口１２８が掃気側パワーピスト
ン１０８により閉じられ、次いで排気口１３０が排気側
パワーピストン１１０によって閉じられ、それ以後混合
気の圧縮が始る。
次いでＴＤＣに達する幾分手前にて点火栓１５６により
圧縮混合気が点火され、燃焼が起る。
圧縮混合気が点火され、燃焼が起る。
パワーピストンがＴＤＣを過ぎ名と、膨張行程に入り、
仕事が行なわれる。
仕事が行なわれる。
次いで排気口１３０が開き、エンジン運転の一サイクル
が完了する。
が完了する。
リードバルブ６６．１４８及び１５０はポンプ室４２４
及びクランク室１２４及び１２６が圧縮行程を行なう為
に絶対必要であるが、リードバルブ１６０は必ずしも必
要ではない。
及びクランク室１２４及び１２６が圧縮行程を行なう為
に絶対必要であるが、リードバルブ１６０は必ずしも必
要ではない。
しかしこれが無いと、パワーピストン１０８及び１１０
がＢＤＣを過ぎた後ポンプ室４２４は吸入行程に入って
いるので、クランク室１２４及び１２６内の圧力がこの
影響によって下ると言う好ましくない作動が生ずる。
がＢＤＣを過ぎた後ポンプ室４２４は吸入行程に入って
いるので、クランク室１２４及び１２６内の圧力がこの
影響によって下ると言う好ましくない作動が生ずる。
リードバルブ１４８及び１５０は、各々クランク室１２
４及び１２６の間隙体積を小さくするため、なるべくク
ランク室壁面に近付けて配置されるのが好ましい。
４及び１２６の間隙体積を小さくするため、なるべくク
ランク室壁面に近付けて配置されるのが好ましい。
尚第７図に見る如く、クランク室圧力はパワーピストン
がＢＤＣに至った後急激に下るので、ポンプピストンを
パワーピストンに対しクランク角で更に１５°程度まで
の位相差の範囲で遅らせてやること、即ちパワーピスト
ンに対するポンプピストンの位相遅れを１８０°〜１９
５°程度とすることにより、掃気期間の後半（パワーピ
ストンがＢＤＣに至った後）に於る掃気を更に幾分改善
することが可能である。
がＢＤＣに至った後急激に下るので、ポンプピストンを
パワーピストンに対しクランク角で更に１５°程度まで
の位相差の範囲で遅らせてやること、即ちパワーピスト
ンに対するポンプピストンの位相遅れを１８０°〜１９
５°程度とすることにより、掃気期間の後半（パワーピ
ストンがＢＤＣに至った後）に於る掃気を更に幾分改善
することが可能である。
第８図は本発明者らが本件出願人と同一の出願人により
昭和５３年８月２日付にて「ニサイクルテ゛イーゼ゛ル
エンジン」なる発明の名称の下に出願された前述の特願
昭５３−９４２３９号に於て提案したニサイクルディー
ゼルエンジン、特に前記特許出願にかかわる図面の第２
０図及び第２１図に示されたニサイクルディーゼルエン
ジンに本発明を適用した実施例を示す解図的平断面図で
ある第８図に於て前記特願昭５３−９４２３９号の第２
０図に示す部分（こ対応する部分は前記第２０図に於る
と同じ符号により示されている。
昭和５３年８月２日付にて「ニサイクルテ゛イーゼ゛ル
エンジン」なる発明の名称の下に出願された前述の特願
昭５３−９４２３９号に於て提案したニサイクルディー
ゼルエンジン、特に前記特許出願にかかわる図面の第２
０図及び第２１図に示されたニサイクルディーゼルエン
ジンに本発明を適用した実施例を示す解図的平断面図で
ある第８図に於て前記特願昭５３−９４２３９号の第２
０図に示す部分（こ対応する部分は前記第２０図に於る
と同じ符号により示されている。
この第８図に示すニサイクルディーゼルエンジンの構成
及び作動は、前記第２０図に示すニサイクルディーゼル
エンジンのポンプシリンダーピストン装置４００に於る
ポンプシリンダ４０２の直径を増大することによりポン
プピストン４０８及び４１０のストロークを短縮すると
共に、ブツシュロッド４１２及び４１４とクランクピン
４４４及び４４６の間のＯメンバ４３０及び４３２によ
る連結を廃し、これに代えてクロスヘッド４３０及び４
３２、これらクロスヘッドにピン４３４及び４３６を介
して小端部にそれぞれ連結され又大端物にてクランクピ
ン４４４及び４４６にそれぞれ連結されたコンロッド４
３８及び４４０を含むクランク機構が用いられているこ
とを除いて、前記第２０図に示されたニサイクルディー
ゼルエンジンの構成及び作動と全く同じである。
及び作動は、前記第２０図に示すニサイクルディーゼル
エンジンのポンプシリンダーピストン装置４００に於る
ポンプシリンダ４０２の直径を増大することによりポン
プピストン４０８及び４１０のストロークを短縮すると
共に、ブツシュロッド４１２及び４１４とクランクピン
４４４及び４４６の間のＯメンバ４３０及び４３２によ
る連結を廃し、これに代えてクロスヘッド４３０及び４
３２、これらクロスヘッドにピン４３４及び４３６を介
して小端部にそれぞれ連結され又大端物にてクランクピ
ン４４４及び４４６にそれぞれ連結されたコンロッド４
３８及び４４０を含むクランク機構が用いられているこ
とを除いて、前記第２０図に示されたニサイクルディー
ゼルエンジンの構成及び作動と全く同じである。
又かかる複動型水平対向ピストン式ポンプシリンダーピ
ストン装置に於るポンプピストンをブツシュロッド、ク
ロスヘッド、コンロッドを介してクランクシャフトのク
ランクピンに連結する構造に於るその構成と機能は、第
１図〜第６図に示すニサイクルガソリンエンジンの実施
例について上に説明したものと同様である。
ストン装置に於るポンプピストンをブツシュロッド、ク
ロスヘッド、コンロッドを介してクランクシャフトのク
ランクピンに連結する構造に於るその構成と機能は、第
１図〜第６図に示すニサイクルガソリンエンジンの実施
例について上に説明したものと同様である。
前記特願昭５３−９４２３９号に於て提案されているニ
サイクルディーゼルエンジンは、パワーシリンダと該パ
ワーシリンダに係合した一対のパワーピストンとを有し
前記パワーシリンダの一端部には前記一対のパワーピス
トンの一方により開閉される第−及び第二の掃気口が配
置され又前記パワーシリンダの他端部には前記一対のパ
ワーピストンの他方により開閉される排気口が配置され
ている如き少くとも一組のニサイクルユニフロー水平対
向ピストン式パワーシリンダーピストン装置と、前記パ
ワーシリンダーピストン装置によってこれと同一の往復
動周期にて駆動される少くとも一組の往復動型ポンプシ
リンダーピストン装置を含む往復動ピストン式掃気ポン
プ装置とを有し、前記ポンプシリンダーピストン装置の
ポンプ室は該ポンプシリンダーピストン装置のポンプピ
ストンが上死点に達する以前に閉じられる第一の通路と
該ポンプピストンが上死点に達するまで開かれている第
二の通路とに接続されており、前記第一の掃気口は前記
第一の通路を経て掃気を供給され、前記第二の掃気口は
前記第二の通路を経て掃気を供給されるようになってお
り、前記ポンプシリンダーピストン装置の下死点はクラ
ンク角線図で見て前記第一の掃気口が開く位相点より７
０°〜９０°前の位相領域にあり、前記第一の通路が閉
じる位相点はクランク角線図で見て前記第一の掃気口が
開く位相点と前記パワーシリンダーピストン装置の下死
点の間の中点と前記ポンプシリンダーピストン装置がそ
の上死点までに全ストロークの１／４を残す位相点の間
に位置している如きニサイクルユニフロー水平対向ピス
トンディーゼルエンジンであり、この特願昭５３−９４
２３９号の第２０図に示されている実施例は、特にかか
るニサイクルディーゼルエンジンに於けるパワーシリン
ダーピストン装置を二組設け、これら二組のパワーシリ
ンダーピストン装置を互に１８０°異なる位相にて作動
させ、これら二組のパワーシリンダーピストン装置に対
し掃気を行うポンプシリンダーピストン装置を複動型水
平対向ピストン式ポンプシリンダーピストン装置として
構成したものである。
サイクルディーゼルエンジンは、パワーシリンダと該パ
ワーシリンダに係合した一対のパワーピストンとを有し
前記パワーシリンダの一端部には前記一対のパワーピス
トンの一方により開閉される第−及び第二の掃気口が配
置され又前記パワーシリンダの他端部には前記一対のパ
ワーピストンの他方により開閉される排気口が配置され
ている如き少くとも一組のニサイクルユニフロー水平対
向ピストン式パワーシリンダーピストン装置と、前記パ
ワーシリンダーピストン装置によってこれと同一の往復
動周期にて駆動される少くとも一組の往復動型ポンプシ
リンダーピストン装置を含む往復動ピストン式掃気ポン
プ装置とを有し、前記ポンプシリンダーピストン装置の
ポンプ室は該ポンプシリンダーピストン装置のポンプピ
ストンが上死点に達する以前に閉じられる第一の通路と
該ポンプピストンが上死点に達するまで開かれている第
二の通路とに接続されており、前記第一の掃気口は前記
第一の通路を経て掃気を供給され、前記第二の掃気口は
前記第二の通路を経て掃気を供給されるようになってお
り、前記ポンプシリンダーピストン装置の下死点はクラ
ンク角線図で見て前記第一の掃気口が開く位相点より７
０°〜９０°前の位相領域にあり、前記第一の通路が閉
じる位相点はクランク角線図で見て前記第一の掃気口が
開く位相点と前記パワーシリンダーピストン装置の下死
点の間の中点と前記ポンプシリンダーピストン装置がそ
の上死点までに全ストロークの１／４を残す位相点の間
に位置している如きニサイクルユニフロー水平対向ピス
トンディーゼルエンジンであり、この特願昭５３−９４
２３９号の第２０図に示されている実施例は、特にかか
るニサイクルディーゼルエンジンに於けるパワーシリン
ダーピストン装置を二組設け、これら二組のパワーシリ
ンダーピストン装置を互に１８０°異なる位相にて作動
させ、これら二組のパワーシリンダーピストン装置に対
し掃気を行うポンプシリンダーピストン装置を複動型水
平対向ピストン式ポンプシリンダーピストン装置として
構成したものである。
この特願昭５３−９４２３９号によるニサイクルディー
ゼルエンジンは、上述の如く特殊な位相関係にて開閉さ
れる第−及び第二の掃気口を用いることにより、従来の
ニサイクルディーゼルエンジンに比して格段に高い体積
効率にて作動することができるものであるが、そのため
にこのニサイクルディーゼルエンジンに於ては、パワー
シリンダーピストン装置へ掃気を供給するポンプ装置の
総行程体積はパワーシリンダーピストン装置の総行程体
積の１．５０〜２．２０倍とされることが意図されてい
る。
ゼルエンジンは、上述の如く特殊な位相関係にて開閉さ
れる第−及び第二の掃気口を用いることにより、従来の
ニサイクルディーゼルエンジンに比して格段に高い体積
効率にて作動することができるものであるが、そのため
にこのニサイクルディーゼルエンジンに於ては、パワー
シリンダーピストン装置へ掃気を供給するポンプ装置の
総行程体積はパワーシリンダーピストン装置の総行程体
積の１．５０〜２．２０倍とされることが意図されてい
る。
従ってこの場合、パワーシリンダーピストン装置がクラ
ンク室圧縮を行う構造に作られるときには、ポンプシリ
ンダーピストン装置の総行程体積はパワーシリンダーピ
ストン装置の総工程体積の０．５０〜１．２０倍とされ
る。
ンク室圧縮を行う構造に作られるときには、ポンプシリ
ンダーピストン装置の総行程体積はパワーシリンダーピ
ストン装置の総工程体積の０．５０〜１．２０倍とされ
る。
第８図に示すニサイクルディーゼルエンジンの構成及び
作動に関するその他の詳細については、もし必要なら、
前記特願昭５３−９４２３９号（特公昭５７−３２７２
９号）の明細書及び図面を参照されたい。
作動に関するその他の詳細については、もし必要なら、
前記特願昭５３−９４２３９号（特公昭５７−３２７２
９号）の明細書及び図面を参照されたい。
かかる二サイクルディーゼルエンジンに於ても、今パワ
ーシリンダーピストン装置１００及び２００が互に同一
のシリンダ径Ｄｗ及びビストンストロークＬｗ（クラン
クピン１１６，１１８，２１６゜２１８に於けるクラン
ク半径の２倍）を有するものとし、又ポンプシリンダー
ピストン装置４００がシリンダ径Ｄｐ及びビストンスト
ロークＬｐ（クランクピン４４４及び４４６に於けるク
ランク半径の２倍）を有するものとし、Ｌｐ＝Ｌｗ／Ａ
（Ａ＞１）の如くポンプビストンストロークがパワービ
ストンストロークに比して縮小されるものとすると、ポ
ンプシリンダ４０２の直径はＤｐ二（≠活１〜に）５Ｄ
Ｗとなる。
ーシリンダーピストン装置１００及び２００が互に同一
のシリンダ径Ｄｗ及びビストンストロークＬｗ（クラン
クピン１１６，１１８，２１６゜２１８に於けるクラン
ク半径の２倍）を有するものとし、又ポンプシリンダー
ピストン装置４００がシリンダ径Ｄｐ及びビストンスト
ロークＬｐ（クランクピン４４４及び４４６に於けるク
ランク半径の２倍）を有するものとし、Ｌｐ＝Ｌｗ／Ａ
（Ａ＞１）の如くポンプビストンストロークがパワービ
ストンストロークに比して縮小されるものとすると、ポ
ンプシリンダ４０２の直径はＤｐ二（≠活１〜に）５Ｄ
Ｗとなる。
従ってこの場合にもＡが例えば２であるときにはＤｐ二
（１，００〜］、、５５）Ｄｗとなる。
（１，００〜］、、５５）Ｄｗとなる。
又Ａがこれより幾分小さく、例えばＡ二１．７５のとき
には、Ｄｐ ＝（０，９４〜１．４５ ）Ｄｗとなり、
又Ａが２より幾分大きく、例えばＡ＝２．２５のときに
は、Ｄｐ二（１，０６〜１．６４）ＤＷとなる。
には、Ｄｐ ＝（０，９４〜１．４５ ）Ｄｗとなり、
又Ａが２より幾分大きく、例えばＡ＝２．２５のときに
は、Ｄｐ二（１，０６〜１．６４）ＤＷとなる。
以上に於ては本発明を二つの実施例について詳細に説明
したが、本発明がこれらの実施例にのみ限られるもので
はなく、本発明の範囲内にて種々の修正が可能であるこ
とは当業者にとって明らかであろう。
したが、本発明がこれらの実施例にのみ限られるもので
はなく、本発明の範囲内にて種々の修正が可能であるこ
とは当業者にとって明らかであろう。
第１図は本発明によるニサイクルユニフロー水平対向ピ
ストンエンジンをガソリンエンジンに於て実施した一つ
の実施例を示す解図的千断面図、第２図は第１図の線■
−Ｈによる断面図、第３図は第２図の線■−■による断
面図、第４図及び第５図はそれぞれ第１図の線ＩＶ−Ｉ
Ｖ及びＶ−■による断面図、第６図及び第７図はそれぞ
れ第１図〜第５図に示すエンジンに於る掃気口及び排気
口の開閉クランク角を示す線図及び該エンジンのクラン
ク室圧力の指圧線図、第８図は本発明による二すイクル
ユニフロー水千対向ピストンエンジンをディーゼルエン
ジンに於て実施した一つの実施例を示す解図的平断面図
である。 １０・・・・・・シリンダブロック、１２，１４・・・
・・・クランクシャフト、１６，１８・・・・・・スプ
ロケットホイール、２０・・・・・・無端チェーン、４
０・・・・・・気化器、１００．２００・・・・・・パ
ワーシリンダーピストン装置、１０２，２０２・・・・
・・パワーシリンダ、１０８゜２０８・・・・・・掃気
側パワーピストン、１１０，２１０・・・・・・排気側
パワーピストン、１１２，１１４゜２１２．２１４・・
・・・・コンロッド、１１６，１１８゜２１６．２１８
・・・・・・クランクピン、１２０．’１２２゜２２０
．２２２・・・・・・クランクアーム、１２４゜１２６
．２２４．２２６・・・・・・クランク室、１２８゜２
２８・・・・・・掃気口、１３０．２３０・・・・・・
排気口、１３２．２３２・・・・・掃気プレナム、１３
４，２３４・・・・・・排気プレナム、４００・・・・
・・ポンプシリンダーピストン装置、４０２・・・・・
・ポンプシリンダ、４０８．４１０・・・・・・ポンプ
ピストン、４１２，４１４・・・・・・ブツシュロッド
、４３０，４３２・・・・・・クロスヘッド、４４４．
４４６・・・・・・クランクピン、４４８．４５０・・
・・・・クランクアーム。
ストンエンジンをガソリンエンジンに於て実施した一つ
の実施例を示す解図的千断面図、第２図は第１図の線■
−Ｈによる断面図、第３図は第２図の線■−■による断
面図、第４図及び第５図はそれぞれ第１図の線ＩＶ−Ｉ
Ｖ及びＶ−■による断面図、第６図及び第７図はそれぞ
れ第１図〜第５図に示すエンジンに於る掃気口及び排気
口の開閉クランク角を示す線図及び該エンジンのクラン
ク室圧力の指圧線図、第８図は本発明による二すイクル
ユニフロー水千対向ピストンエンジンをディーゼルエン
ジンに於て実施した一つの実施例を示す解図的平断面図
である。 １０・・・・・・シリンダブロック、１２，１４・・・
・・・クランクシャフト、１６，１８・・・・・・スプ
ロケットホイール、２０・・・・・・無端チェーン、４
０・・・・・・気化器、１００．２００・・・・・・パ
ワーシリンダーピストン装置、１０２，２０２・・・・
・・パワーシリンダ、１０８゜２０８・・・・・・掃気
側パワーピストン、１１０，２１０・・・・・・排気側
パワーピストン、１１２，１１４゜２１２．２１４・・
・・・・コンロッド、１１６，１１８゜２１６．２１８
・・・・・・クランクピン、１２０．’１２２゜２２０
．２２２・・・・・・クランクアーム、１２４゜１２６
．２２４．２２６・・・・・・クランク室、１２８゜２
２８・・・・・・掃気口、１３０．２３０・・・・・・
排気口、１３２．２３２・・・・・掃気プレナム、１３
４，２３４・・・・・・排気プレナム、４００・・・・
・・ポンプシリンダーピストン装置、４０２・・・・・
・ポンプシリンダ、４０８．４１０・・・・・・ポンプ
ピストン、４１２，４１４・・・・・・ブツシュロッド
、４３０，４３２・・・・・・クロスヘッド、４４４．
４４６・・・・・・クランクピン、４４８．４５０・・
・・・・クランクアーム。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ パワーシリンダの一端に該パワーシリンダの中心軸
線の周りに実質的に対称に配置された複数個の掃気口を
有しまたパワーシリンダの他端に排気口を有し前記掃気
口より供給される掃気によりパワーシリンダ内に実質的
に均一な掃気の旋回流を形成するよう構成され且つ互い
に１８０°異なる位相にて作動し且つクランク室圧縮を
行う二組のニサイクルユニフロー水平対向ピストン式パ
ワーシリンダーピストン装置と、前記パワーシリンダー
ピストン装置によってこれと同一の往復動周期にて駆動
され前記二組のパワーシリンダーピストン装置へ供給す
べき互いに１８０°異なる位相の掃気を交互に吐出する
一組の複動型水平対向ピストン式ポンプシリンダーピス
トン装置と、互いに同期して回転する一対の共通りラン
クシャフトと有し、前記パワーシリンダーピストン装置
と前記ポンプシリンダーピストン装置とは前記共通りラ
ンクシャフトに連結されたコンロッドを含むクランク機
構を有しこれによって互いに同期して作動されるように
なっており、前記共通りランクシャフトの前記ポンプシ
リンダーピストン装置に対するクランク半径は前記パワ
ーシリンダーピストン装置に対するクランク半径より実
質的に小さくされており、前記エンジンはガソリンエン
ジンでアリ前記ポンプシリンダーピストン装置の総行程
体積はそれが掃気を供給する前記パワーシリンダーピス
トン装置の総行程体積の０１３５〜０．８５倍であるこ
とを特徴とするニサイクルユニフロー水平対向ピストン
エンジン。 ２ パワーシリンダの一端に該パワーシリンダの中心軸
線の周りに実質的に対称に配置された複数個の掃気口を
有しまたパワーシリンダの他端に排気口を有し前記掃気
口より供給される掃気によりパワーシリンダ内に実質的
に均一な掃気の旋回流を形成するよう構成され且つ互い
に１８００異なる位相にて作動し且つクランク室圧縮を
行う二組のニサイクルユニフロー水平対向ピストン式パ
ワーシリンダーピストン装置と、前記パワーシリンダー
ピストン装置によってこれと同一の往復動周期にて駆動
され前記二組のパワーシリンダーピストン装置へ供給す
べき互いに１８０°異なる位相の掃気を交互に吐出する
一組の複動型水平対向ピストン式ポンプシリンダーピス
トン装置と、互いに同期して回転する一対の共通りラン
クシャフトと有し、前記パワーシリンダーピストン装置
と前記ポンプシリンダーピストン装置とは前記共通りラ
ンクシャフトに連結されたコンロッドを含むクランク機
構を有しこれによって互いに同期して作動されるように
なっており、前記共通りランクシャフトの前記ポンプシ
リンダーピストン装置に対するクランク半径は前記パワ
ーシリンダーピストン装置に対するクランク半径より実
質的に小さくされており、前記エンジンはディーゼルエ
ンジンであリ、前記ポンプシリンダーピストン装置の総
行程体積はそれが掃気を供給する前記パワーシリンダー
ピストン装置の総行程体積の０．５０〜１．２０倍であ
ることを特徴とするニサイクルユニフロー水平対向ピス
トンエンジン。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP53099667A JPS594530B2 (ja) | 1978-08-16 | 1978-08-16 | 二サイクルエンジン |
| US06/017,968 US4491096A (en) | 1978-08-16 | 1979-03-06 | Two-stroke cycle engine |
| DE2914489A DE2914489C2 (de) | 1978-08-16 | 1979-04-10 | Zweitakt-Otto-Brennkraftmaschine |
| GB7920543A GB2027798B (en) | 1978-08-16 | 1979-06-13 | Two-stroke opposed piston engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP53099667A JPS594530B2 (ja) | 1978-08-16 | 1978-08-16 | 二サイクルエンジン |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5529009A JPS5529009A (en) | 1980-03-01 |
| JPS594530B2 true JPS594530B2 (ja) | 1984-01-30 |
Family
ID=14253377
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP53099667A Expired JPS594530B2 (ja) | 1978-08-16 | 1978-08-16 | 二サイクルエンジン |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4491096A (ja) |
| JP (1) | JPS594530B2 (ja) |
| DE (1) | DE2914489C2 (ja) |
| GB (1) | GB2027798B (ja) |
Families Citing this family (20)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE3900800A1 (de) * | 1989-01-13 | 1990-08-02 | Elmar Klug | Gegenkolben-brennkraftmaschine |
| US5265564A (en) * | 1989-06-16 | 1993-11-30 | Dullaway Glen A | Reciprocating piston engine with pumping and power cylinders |
| DE4206518A1 (de) * | 1992-03-02 | 1992-07-23 | Hartmut Dipl Ing Dr Te Bathelt | Zweizylinder-hubkolbenmaschine |
| US6170443B1 (en) | 1998-09-11 | 2001-01-09 | Edward Mayer Halimi | Internal combustion engine with a single crankshaft and having opposed cylinders with opposed pistons |
| CN101592077A (zh) * | 2002-03-15 | 2009-12-02 | 先进动力科技公司 | 内燃机 |
| WO2005003532A1 (en) * | 2003-06-25 | 2005-01-13 | Advanced Propulsion Technologies, Inc. | Internal combustion engine |
| US7728446B2 (en) * | 2003-06-25 | 2010-06-01 | Advanced Propulsion Technologies, Inc. | Ring generator |
| US7156056B2 (en) * | 2004-06-10 | 2007-01-02 | Achates Power, Llc | Two-cycle, opposed-piston internal combustion engine |
| US8051830B2 (en) * | 2009-08-04 | 2011-11-08 | Taylor Jack R | Two-stroke uniflow turbo-compound internal combustion engine |
| US8561581B2 (en) | 2009-08-04 | 2013-10-22 | Jack R. Taylor | Two-stroke uniflow turbo-compound internal combustion engine |
| WO2011022600A2 (en) | 2009-08-20 | 2011-02-24 | Cleeves Engines, Inc. | High swirl engine |
| US9512779B2 (en) * | 2010-04-27 | 2016-12-06 | Achates Power, Inc. | Swirl-conserving combustion chamber construction for opposed-piston engines |
| WO2011139332A2 (en) * | 2010-04-27 | 2011-11-10 | Achates Power, Inc. | Combustion chamber constructions for opposed-piston engines |
| US10180115B2 (en) * | 2010-04-27 | 2019-01-15 | Achates Power, Inc. | Piston crown bowls defining combustion chamber constructions in opposed-piston engines |
| WO2012023975A1 (en) * | 2010-08-16 | 2012-02-23 | Achates Power, Inc. | Fuel injection spray patterns for opposed-piston engines |
| EP2655827A4 (en) | 2010-12-14 | 2017-07-12 | Jack R. Taylor | Full expansion internal combustion engine |
| US8973539B2 (en) | 2010-12-14 | 2015-03-10 | Jack R. Taylor | Full expansion internal combustion engine |
| CN103562515B (zh) | 2011-05-18 | 2018-12-04 | 阿凯提兹动力公司 | 对置活塞发动机的燃烧室构造 |
| US9211797B2 (en) | 2013-11-07 | 2015-12-15 | Achates Power, Inc. | Combustion chamber construction with dual mixing regions for opposed-piston engines |
| US10968822B2 (en) | 2014-12-23 | 2021-04-06 | 470088 Ontario Limited | Linear piston engine for operating external linear load |
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|---|---|---|---|---|
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| US2281821A (en) * | 1937-02-12 | 1942-05-05 | Sulzer Ag | Diesel engine and gas compressor combination |
| DE1526444A1 (de) * | 1966-06-22 | 1970-02-05 | Grab Gullaume Wilhelm | Die klassische Zweitaktbrennkraftmaschine ohne. Ventile als Benzinmotor oder Rohoelmotor |
| US4071000A (en) * | 1975-06-23 | 1978-01-31 | Herbert Chester L | Double crankshaft valved two cycle engine |
| JPS54144514A (en) | 1978-04-28 | 1979-11-10 | Toyota Motor Corp | Two-cycle gasoline engine |
| JPS54144515A (en) * | 1978-04-28 | 1979-11-10 | Toyota Motor Corp | Two-cycle gasoline engine |
| JPS5510021A (en) | 1978-07-05 | 1980-01-24 | Toyota Motor Corp | 2-cycle gasoline engine |
-
1978
- 1978-08-16 JP JP53099667A patent/JPS594530B2/ja not_active Expired
-
1979
- 1979-03-06 US US06/017,968 patent/US4491096A/en not_active Expired - Lifetime
- 1979-04-10 DE DE2914489A patent/DE2914489C2/de not_active Expired
- 1979-06-13 GB GB7920543A patent/GB2027798B/en not_active Expired
Patent Citations (1)
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|---|---|---|---|---|
| US2347444A (en) * | 1942-01-06 | 1944-04-25 | Vincent H R D Company Ltd | Compressor for internal combustion engines |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| DE2914489A1 (de) | 1980-02-28 |
| DE2914489C2 (de) | 1983-05-11 |
| GB2027798B (en) | 1983-04-27 |
| US4491096A (en) | 1985-01-01 |
| JPS5529009A (en) | 1980-03-01 |
| GB2027798A (en) | 1980-02-27 |
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