JPS605770B2 - 過給型ツーストローク内燃機関 - Google Patents

過給型ツーストローク内燃機関

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JPS605770B2
JPS605770B2 JP52003453A JP345377A JPS605770B2 JP S605770 B2 JPS605770 B2 JP S605770B2 JP 52003453 A JP52003453 A JP 52003453A JP 345377 A JP345377 A JP 345377A JP S605770 B2 JPS605770 B2 JP S605770B2
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piston
cylinder head
internal combustion
intake
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Description

【発明の詳細な説明】 本発明は過給型ッーストローク内燃機関に関する。
さらに「本発明は、圧縮行程時に点火される週給型ッー
ストローク内燃機関に関する。燃焼室内の燃焼ガスを除
去するため、ッーストロークェンジンでは掃気装置を必
要とする。
本発明の目的は、掃気の確実な週給型ッーストロークェ
ンジンを提供することにある。本発明によれば、シリン
ダーブロックと、前記シリンダーブロックに形成された
シリンダー内を往復動するピストンと該ピストンと協働
するシリンダーヘッド‘こより画定される燃焼室と、前
記シリンダーヘッド‘こ糟勤自在に収容され且つ吸気弁
座と協働し吸気管から前記燃焼室への流体流を制御させ
る吸気弁と、前記シリンダーへッドーこ滑動自在に収容
され且つ排気弁座と協働し前記燃焼室から排気管へのガ
ス流を制御するための少なくとも一個の排気弁と、前記
ピストンの動きに応答して前記吸気弁および排気弁を操
作させるための装置とを有し、前記ピストンがその下死
点にある間前記両弁が開放され、前記吸気弁、吸気管お
よびシリンダーヘッドとが、前記吸気弁の開の時、掃気
流が前記シリンダーの壁にほゞ平行にかつ前記ピストン
方向に流れ、前記吸気弁の全開時前に前記吸気管から前
記シリンダーヘッドに沿うような前記排気管方向への掃
気流を作ることのないよう機成されていることを特徴と
する週給型ッーストローク内燃機関が提供される。
本発明は、出力を増大させる過給型ツーストロークェン
ジンに、通常のフオーストロークェンジンを変化させる
ことができる。
この変更に必要なことは〜シリンダーヘッド、弁、燃料
分配器を変え「ピストンを加工することである。本発明
の他の例によれば「少なくとも一個のシリンダーと「該
シリンダー内を往復勤する少なくとも一個のピストンと
「前記ピストンとシリンダーとが可変容積の燃焼室を形
成しＬ前記ピストンとクランクケースが気密室を郭定し
かつその容積を実質的に変えることなく〜 さらに、エ
ンジンの最大負荷時一つのサイクル中に前記燃焼室に生
じる最大圧の１′４〜１ノ２の間の圧にクランクケース
室内の空気圧を維持させるための装置を有することを特
徴とする、特に、ジーゼルエンジン用の週給型ッースト
ロークェンジンが提供される。
クランクケースのこの空気圧は、部品への負荷を軽減し
、エンジンを高燃焼圧に耐えさせる。
即ち「通常のジーゼルエンジン（２５０バールの圧）の
圧の約２倍に耐える。かくして、過給システムから得ら
れる週給圧の最大利点を導き出し、エンジン出力を増大
させ得る。通常の掃気装置を備えるッーストロークェン
ジンにおいては、掃気ボートを低圧域に形成する。
吸気マニホールドとクランクケースとの間にピストンリ
ングを備えるピストンスカートの気密は、効果的でなけ
ればならない。たとえば、もしクランクケース内を７５
ぐールの圧にするなら、１磯当りのクランクケースから
の空気漏れは、１０ｈｐの出力の損失を呈するであろう
。上述したようなこの発明による弁を備えるッーストロ
ークェンジンの場合には、かような低圧城がなく且つピ
ストンリングを備えるピストンスカートの底部のシール
が不必要となる。ピストンの下死点近くでのクランクケ
ースから燃焼方向への圧漏れは、ピストンの上死点近く
でのクランクケース方向への燃焼室からの圧漏れにより
は）、均合う。本発明の好ましい実施例を説明する。本
発明は、いかなるタイプの週給型ッーストロークェンジ
ンにも適用できるが、特に、過給圧の高いエンジンに有
効である。
第１図を参照する。第１図に、ジーゼルエンジン１０と
過給システムを示す。コンブレッサー１２が、エンジン
からの排気ガスによって作動する高圧力比のタービン１
５により動作する。コンブレッサー１２〆が、エンジン
に連結しかつエンジンの吸気マニホールド１３とコンブ
レッサー１２の空気出口との間に＆暦する。エンジンと
直列に配した週給装置に換えて、エンジンと平行流関係
に配され、バイパスダクト１７を有する週給装置を設け
てもよい。
ダクト１７が、コンブレッサー１２からタービン１５へ
と、コンブレッサー１２から吸気マニホールド１３へと
搬送される空気流の一部を循環させる。ダクト１７には
、米国特許第３９８８８９４号に類似する圧力降下装置
１８が設けられ、これが、コンブレッサーがサージング
の危険を伴うことなく、掃気を確実にさせるに十分なエ
ンジン１０の吸入圧および排気圧との間の圧力差を維持
させる。過給装置は、又、補助燃焼室１５′を有する。
この場合、エンジン１０とは無関係に、コンブレッサー
ユニット１２を自動的に操作させ、且つコンブレッサー
１２′を削除させ得る。複段ターボコンブレッサーを用
いる時はそして、このターボコンブレッサーが８０％を
越える圧縮と膨張の高ポリェントロピック効率を有する
なら、外気温１５００の時、６００℃を越えないタービ
ン入口温度で１４バールの圧力を得ることができる。
コンブレッサー間に冷却機構を備える複動コンブレッサ
ーを用いることである。エンジン１０はクランクシャフ
ト１９を有し、クランクシャフト１９がシリンダー１１
内を往復勤するピストン２１のピストンロッド２０１こ
連結される。
ピストン２１がピストンリング２２を有する。ピストン
２１、シリンダー１１とクランクケース２３が室２４を
画定する。図示したエンジンはクランクケース室２４の
ための圧力装置２５を備える。装置２５は簡単な構造で
よく、例えば、エンジンにより動作するコンブレッサー
２６を備える。コンブレッサー２６が弁２７介してクラ
ンクケース２３内に適当な圧の空気を送る。弁２７が、
室２４内の圧が設定値に達した時、空気供給を停止させ
或いはコンブレッサー２６を停止させる。クランクケー
ス２３内の圧を調整するコンブレッサー２６をエンジン
と一体に形成することができる。
コンブレッサー２６は、その内部にピストンを備える定
容量型コンブレッサーでよく、又、コンブレッサー２６
は、単段コンブレッサー或いは冷却機構を備える多段コ
ンブレッサーでもよい。コンブレッサー２６のピストン
の駆動は、クランクシャフトに別のクランクを取付けこ
れにより作動してもよく、又、例えば、エンジンの調時
ギャーピニオンにより駆動される偏Ｄ体を利用して作動
させ得る。コンブレッサー２６にはＬ好ましくは、週給
回路から取られた空気が供給される。
この空気としては、第１図に図示しない過給空気を冷却
させるための冷却空気の下流側から抽出され得る。コン
ブレッサー２６のピストンはクランクケース室内の圧力
をその下面で受ける。パッキングリングからの漏れによ
り損失する空気又は油は完全にクランクケース室に回収
される。同様に「 コンブレッサー２６により圧縮され
た空気からの油の分離を必要としない。コンブレッサー
２６からの圧縮空気の冷却は、エンジンジャケットを冷
却させる冷却水中にパイプを侵潰させることで成される
。クランクケースのための圧力装置が、より高い容積比
（ピストン下死点のときの燃焼室の容積とピストンの上
死点のときの燃焼室の容積との比）と最大サイクル圧を
エンジン１０のために可能にする。米国特許第３９８８
８９４号に述べた装置は次の特性を有する。
容積比（エンジン圧縮比） …４．７平均指
圧示（ＭＰＩ） ・・・４２バールサイク
ルの最大圧 ・・・１３ふゞ−ル排気温
・・・６００ｏｏコンブレ
ッサー出口圧 …１心ベール（大気１０１３ミ
リバール）エンジンの吸入温度 ・・・
１６０００コンブレッサーとタービンとの間の圧力降下
・・・１５％ジーゼルエンジンの熱
力学的効率は容積比と共に増加することが知られている
。
過給圧を維持しながら高容積比のヱンジンを設計するこ
とは有効であると考えられている。
例えば、容積比を７．５にするなら、上述エンジンに与
えられる数字は次のようになる。平均指示圧
…６３ゞールサィクルの最大圧
・・・２５ルベールェンジンの吸入温度
…１００℃エンジンの排気温度
…６０ぴ○稼動サイクル中の出力は、先きのサイクル
の出力により約５０％高く、出力損失を１／４に減少さ
せ、エンジンの熱しベルを変化させない。
しかしながら、ジーゼルエンジン当業者は、２５０バー
ルの最大サイクル圧を得ることは不可能であろう。
何故なら、これは可動物品がその機械的強度に耐え難い
値であると考えるからである。この問題は、クランクケ
ース内で適当な圧力を確立させることで解決できる。の
圧力は、大気圧により高く且つ通常のツーサィクルェン
ジンで得られる圧力より高い。クランクケース内の選定
されたレベルの圧力は、妥協策であり、この策は、全て
の操作条件でおよび操作サイクルの全ての段で、最大応
力と同レベルを維持させる。
実際には、エンジンの最大負荷時の燃焼室内の最大圧力
の１′４と１′２の間のクランクケース圧力を選定する
。実際、いまいま、最大出力での燃焼室内の最大圧力の
約１′３のクランクケース圧を選定させる必要がある。
クランクケースの圧を絶させることで相当な付帯利点が
ある。
ピストンッドの足部の潤滑を改良できる。通常のッース
トロ−クェンジンでは、ロッドが、常に、圧縮下で動作
し、それ故「ピストン２１がその髄を圧する。この条件
では「ピストンロッドのベースを潤滑させることは、オ
イルフィルムが機械的な力により破壊されかつ再生でき
ない傾向にあることから、困難である。もし、ケース２
３の室２４を、大気圧以上に保っていると、ロッドのベ
ースが、引張りと圧縮とを交互に受けることになる。そ
れ故、新しいフィルムが容易に形成され、ロッドの軸受
リングの破壊の危険をなくすことになる。第１および２
図を参照する。
同図に、ピストン２１に対向するシリンダーヘッド‘こ
配された磁気弁則ち吸入弁３０と排気弁３１とを有する
エンジンを示す。このエンジンは、頂部から掃気するエ
ンジンとして称呼され得る。前述の如く、弁３０，３１
及びピストン２１は、燃焼室全体にわたるループ状の経
路に沿って掃気が行なわれるようにしＬ吸入弁から排気
弁へ直接流れる空気を制限し得るように設計される。
第１図及び第２図に示す実施例では、シリンダーヘッド
の壁３３も前述のような掃気を実現するのに役立つ形状
に設計されている。先ず、各シリンダーに二個の弁が設
けられている場合を考える。
弁３０，３１は燃料噴射器３４の両側でかつシリンダー
軸心に対し４５度の角度をなして互いに対称の位置に設
けられる。バルブシート３６，３７はシリンダーヘッド
３２の壁３３内に各弁と同０に形成された円筒形凹部の
底に配置されている。前記凹部の深さは燃焼室の周辺か
らシリンダヘッドの軸心へ向うに従って序々に増大して
いる。即ち第５図に示すように、凹部の深さはｄ，＞ｄ
２の関係となる。シリンダーヘッド壁（バツフルまたは
ガスデフレタを形成する）の中央部分及び各バルブシー
トの半径方向外方部分から描いた軸方向断面の二本の線
の間の角度は約１２０度である。吸入弁の上昇運動の始
めに空気はシリンダーブロック内に形成された室の壁に
沿って燃焼室内へ流入し始める。
これは室をバイパスする流体流が、バルフヘツドのシリ
ンダ内周壁側の周辺部と凹部の壁との間の小さな隙間よ
り流れるからで、即ち、第４図に示すように、吸入弁３
０が開き始めると、空気が実線で示すもの流れとなって
燃焼室内に入り「燃焼ガスの掃気を始めるが、この燃焼
ガスの動きをｆ４で示す。第４図中のＳ，は「燃焼室へ
の流入空気の境界を示す。吸入弁３０がさらに開くと、
第６図に示す如く、燃焼室への空気流ｆ，に加えて新た
な空気流ｆ２が加わり、流入空気の境界はｓ，からｓ２
へ拡大しも燃焼ガスの流れは宅，６ で示す如くループ
状と排気弁３１を介して燃焼室から流出する。吸入弁３
１が全開すると、第２図に示す如く、空気荻８．，ｆ２
‘ま燃焼室内にさらに入り「流入空気の境界はｓ２から
ｓ３へと移動し、又、少量の空気（第２図にもで示す）
が、バルブヘッドの上部分をまわってシリンダー内に流
れが、燃料噴射器３４附近を掃気するのは、吸入弁３０
が全開（第２図に示す位置）した時のみである。第４図
に示す如く、バルブヘッドと凹部の周壁との闇には隙間
Ｃを設けるが、この隙間Ｃは小さし、ので、第４図及び
第５図に示す吸入弁３０の開状態ではこの隙間からの空
気流の流れはほとんどない。排気弁（一点鎖点で全開位
置を示す）３１も燃焼室から流出するガスに対して同様
の作用をする。
この作用は空気吸入管及び排気管がシリンダー軸心に対
し平行にガスを導くように配列されている場合に強めら
れる。少なくとも、排気バルブの制御部分すなわち室内
への関口部分に近い最小断面領域において強められる。
このような配列によれば、燃料噴射器３４に対向する領
域は、より高温に維持することができる。
その理由は、この領域はほとんど橋気されず、燃料の急
激燃焼が行なわれるからである。前述の二個の弁の配列
状態はこれに限られるもろではない。同様の満足な結果
は、バルブヘッドの下部分（シリンダ内周壁側部分）を
関方運動の時まず最初にシリンダ−から離反させるよう
な配列によっても達成することができる。これによって
「ループ状掃気の一態様を実現することができ、２個以
上の弁を用いる場合、第４図及び第５図に点線で示すよ
うに弁間に設けられるデフレクト面となる偏向突起３２
′が大きくされる。したがって、シリンダーヘッド壁の
突出部分は円錐形状よりむしろ屋根形状になっている。
屋根形状シリンダーへッドーこ四個のバルブを設ける場
合の構造においては、二個のバルブの場合よりさらによ
りよい橋気性が与えられかつ燃料噴射のための空間をよ
り大きく確保することができる。掃気が如何に行なわれ
るかを理解するため、ガス流の全体的方向が第２、第４
及び第５図中に矢印及び点線でそれぞれ示されている。
これらは大略を示すものであり厳密なものではない。第
４図において、吸入弁３０が少し開いている時、燃焼室
内への空気の流れは主にシリンダー壁に沿って流れかつ
前記凹部から離れかつ前記凹部から離れた弁３０の頭部
周辺の小部分をまわって流れる。
弁３０をさらに連続して関口させつづけると（第５図参
照）、空気はさらに大きな横断面領域を横切って流れる
が、室の底へ向かう方向に維持される。
前記凹部の最深部内に位置するバルブヘッド（頭部）の
部分をまわって流れる空気流は半径方向隙間の小さな寸
法によって生ずるヘッドロス（水頭損失…全圧損失）に
よって制限される。典型的には、その隙間はバルブヘッ
ド直径の１％〜１０％の範囲内である。直径が４＆駁の
場合、１柵ないし数側の隙間で充分である。全てのバル
ブが全開しているとき（第２図参照）、小量の空気が吸
入バルブから排気バルブへ直接循環して掃気を行なう。
４サイクルエンジンの場合、約３６０度のクランク軸回
転の間に、燃焼ガスはシリンダヘツドのバルブを通して
供給される新気によって置換えられる。
したがって、各バルブの上昇及び戻り運動は、カム、タ
ベツト及びロツカアーム等の機構でバルブを作動させた
りスプリングで戻し運動させたりするのに充分な程度ゆ
っくりしたものである。２サイクルエンジンにおいては
、新気による燃焼ガスの掃気は４サイクルエンジンの場
合の２分の１なし、し３分の１の限られた時間内に行な
う必要がある。
この掃気時間の短縮はガス（ガソリン）及び空気のため
の各ボートの断面積を大きくすることによって補完され
る。これは、シリンダー底の全周に分布される吸入ボー
トによって達成され、かつ“ユニフｏ−（肌ｉｃｕｎｅ
ｎｔ）タイプの掃気においてはシリンダーヘッドに４個
の排気バルブを設けることによって達成される。吸入ポ
−ト及び排気ボートを使用する場合、各ボートの横断面
積はピストンストロークの長さを増大させることによっ
て増大させる（比出力を犠牲にして）。前述の装置にお
いては、シリンダーヘッドを横切って吸入及び排気する
ためのバルブを設けたのみであり、ガス（ガソリン）及
び空気の通路横断面積の実質上の増大はないためバルブ
の開放及び閉塞時間をできるだけ短かくする必要がある
。その結果、上昇時間は立上がりの急な輪郭のカムを使
用して短縮される。
運動部品としての、カム３９、タベツト４１、ロッカー
アーム４川ま強度のあるものにされる。しかし、各運動
部品の重量は慣性力を減少させるためできるだけ軽量に
する必要がある。この理由のため、４個のバルブを有す
るシリンダーヘッドの方が２個のバルブを有するヘッド
よりも好適である。バルブの戻りをスプリングのみで行
なう場合、戻り運動時にバルブに与えられる加速度を制
限するためには、機構及び重量に考慮を払う必要がある
。
バルブを急速に戻すためには、スプリング４２の作用は
圧力流体の作用によって補助するかあるいは置換される
。この流体としては、通常、液体より慣性力の小さなガ
スが使用される。このために「圧縮クランクケースをパ
イプ４３で室４４に連結することによりクランクケース
内の圧力を使用することが好ましい。該室４４内には摺
動ピストンが設けられ、該ピストンはバルブの先端に連
結されかつ夕べツトまたはプッシュロッドとして使用さ
れる。前述のような構造の組合せによって各個別的な構
造に特有な利点に加えさらにその他の利点が得られる。
特に、吸入弁及び排気弁による橋気によって、“ュニフ
ロ−（ｕｎｉｃｕｒｅｔ）”掃気あるいはボートによる
掃気によって派生するクランクケース２３の加圧に因る
問題を解決することができる。又、トップリングの損傷
の危険がなくなる。その理由はピストンリングに作用す
る圧力差が減少するからである。各サイクルの行程中圧
力差が逆転するが、これは、クランクケースから燃焼室
内へのオイル消費及びガソリン漏れが減少させるのに役
立つ。本発明は数多くの実施態様を含む。特に（これに
限定されないが）、各バルブは４５度以外の角度に配列
することができる。この場合、シリンダーヘッドの形状
は前述の形状と異なったものになる。一定圧力を作用さ
せる代りもこ、所定の変動因子によりエンジンの運転状
態に応じて制御される圧力をクランクケースに作用させ
ることもできる。これは、各サイクルのシリンダー１０
内の最高圧力を感知する圧力ピックアップ（検出器）を
有するサーボ機構を、設定された弁２７に代えて使用す
ることにより実施できる。
【図面の簡単な説明】
第１図はエンジンの主要部分を示す説明図、第２図は第
１図に示したエンジンのシリンダー拡大断面図、第３図
は弁制御装置を示す断面図、第４および５図は吸入弁開
放時のシリンダー内でのガスの流れを示す説明図である
。 図中：ＩＤ……エンジン、１１…・・・シリンダー「
１２……コンブレッサー、１３……インテークマニホー
ルド、２３……クランクケ−ス、３０，３１……弁。 第５図 第１図 第２図 第３図 第４図

Claims (1)

  1. 【特許請求の範囲】 １ シリンダーブロツクと、前記シリンダーブロツクに
    形成されたシリダー内を往復動するピストンと、該ピス
    トンと協働するシリンダーヘツドとにより画定される燃
    焼室と、前記シリンダーヘツドに滑動自在に収容され且
    つ吸気弁座と協働し吸気管から前記燃焼室への流体流を
    制御させる吸気弁と、前記シリンダーヘツドに滑動自在
    に収容され且つ排気弁座と協働し前記燃焼室から排気管
    へのガス流を制御するための少なくとも一側の排気弁と
    、前記ピストンの動きに応答して前記吸気弁および排気
    弁を操作させるための装置とを有し、前記ピストンがそ
    の下死点にある間前記両弁が開放され、前記吸気弁、吸
    気管およびシリンダーヘツドとが、前記吸気弁が開くと
    、掃気流が前記シリンダーの壁にほぼ平行にかつ前記ピ
    ストン方向に流れ、前記吸気弁の全開時前に前記吸気管
    から前記シリンダーヘツドに沿うような前記排気管方向
    への掃気流を作ることのないよう構成されていることを
    特徴とする過給型ツーストローク内燃機関。 ２ 前記吸気管が、前記ピストンの動きの方向にほぼ平
    行な方向に配され、少なくともその一部が、前記吸気弁
    の前記座に近接し且つ前記燃焼室内へ送給される流体に
    対する流れの向きを指向させることを特徴とする特許請
    求の範囲第１項記載の内燃機関。 ３ 前記シリンダーヘツドには、前記吸気弁と前記排気
    弁との間に、前記両弁の同時開放時、前記吸気管から前
    記排気管への空気の直接の流れを防ぎ且つ前記シリンダ
    ー壁に沿い前記ピストン方向に前記吸気弁まわりの空気
    流を指向させるデフレクト面が形成されていることを特
    徴とする特許請求の範囲第１項記載の内燃機関。 ４ 前記吸気弁の往復動の向きが前記ピストンの動きの
    向きに対し角度をなしており、前記シリンダーヘツドに
    は、前記吸気弁と前記排気弁との間にデフレクト面が形
    成されていることを特徴とする特許請求の範囲第１項記
    載の内燃機関。 ５ 前記吸気弁と前記排気弁とが前記燃焼室の中央面に
    対し対称に配され且つ約４５°（角度）に傾斜している
    ことを特徴とする特許請求の範囲第４項記載の内燃機関
    。 ６ 前記吸気弁のバルブシートが前記シリンダーヘツド
    に設けた凹部の底部に形成され、前記凹部が前記シリン
    ダー壁に近接する部分で実質的にその深さがゼロとなり
    且つシリンダーヘツドの軸心部方向へとその深さを増し
    、前記凹部の径と前記バルブデイスクの径とが両者間に
    わずかな隙間を残すようになっていることを特徴とする
    特許請求の範囲第１項記載の内燃機関。 ７ 前記ピストンと協働し且つほぼ一定容積のクランク
    ケース室を郭定させるクランクケースと、エンジンの全
    負荷時に前記燃焼室内の最大圧の１／４〜１／２の間の
    ガス圧を前記室クランクケースに維持させるための装置
    とを有する特許請求の範囲第１項の内燃機関。 ８ 前記弁の少なくとも一方を操作させる装置が、もど
    り装置の作用に対抗して前記弁のステムに開放動作を課
    す機構を備え、前記もどり装置が前記弁ステムに固定さ
    れ且つ前記シリンダーヘツドの穴に滑動自在に収容され
    たピストンを有し、前記穴内に前記室と連通する室を限
    定させていることを特徴とする特許請求の範囲第７項記
    載の内燃機関。 ９ 前記弁の少なくとも一方を操作させる装置が、もど
    り装置の作用に対抗して前記弁のステムに開放動作を課
    す機構を備え、前記もどり装置が前記弁ステムに固定さ
    れ且つ前記シリンダーヘツドの穴に滑動自在に収容され
    たピストンを有し、さらに、前記弁を閉じるためのガス
    圧を前記穴に維持させるための装置を有することを特徴
    とする特許請求の範囲第１項記載の内燃機関。
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