JPS6241935A - 四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御するための方法 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は各シリンダへの過給及び直接燃料噴射を用いた
四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御する
ための方法に係シ、その際各シリンダは少くとも１つの
入口弁及び１つの排気弁を結合し、該方法は各シリンダ
に関して、排気掃気行程中に弁を開放保持するに加えて
、各作動サイクルの間に二次的（ｆｏｒ　ａ　ｓｅｃｏ
ｎｄｔｉｍｅ）に排気弁を開くものである。

〔従来の技術〕

内燃ピストン機関は長年、極めて信頼できる動力源に開
発されて来たが、最も効果的なこの種のピストン機関は
ディーゼルエンジンである。

最近の１０年間にディーゼルエンジンを重量及び出力に
関して、また設備容積に関して、オツトーサイクルエン
ジンとの競争に対抗しうるように努力がなされている。

さらに近年において、前進的なよシ高い要求が騒音値及
び排気ガスの放出に置かれてきた。これらの要求は将来
さらに大きくなり、自動車にディーゼルエンジンを今後
も継続的に使用することに対して脅威を構成するもので
ある。危険な成分含有量を有する排気ガスはエンジン中
の燃料の燃焼によって発生する。その結果として、エン
ジン出力を変えずに、すなわちよシ高い熱効率で、より
少ない燃料を消費することに努力すべきであり、且つ低
いエンジン負荷において排気ガス中の酸化窒素の放出を
減するために、できる限り低い温度で燃焼過程を行なう
べきである。　　　　　　　　　　　１過給は、与えら
れた寸法の内燃ピストン機関の出力を増加する目的で長
年用いられてきた。

過給は実際上もっばらタービンを有するターボ圧縮機の
使用を含み、該タービンはエンジンの排気ガスで駆動さ
れ、また順次内燃機関の入口に過圧空気を供給するため
の圧縮機を駆動する。

次第に高くなる出力の要求は次第に高まる過給圧力を用
いることによって満たされ、該過給圧力は現代の高効率
のターボ圧縮機によって、排気系統中よりも高い圧力を
エンジンの入口系統に与える。この圧力の差は負荷の増
加と共に、すなわち排気温度の増加と共に増加する。こ
のことは、定圧原理に従って過給が適用される場合に高
い過給圧力においてなおさらに強調される。排気系統中
の圧力パルスはそれと共に小さく存在する。

よシ高い熱効率を得るための試みは既に行なわれている
。ルドルフディーゼル（ＲｕｄｏｌｆＩＨｅｓ＠ｌ）自
身は動力又は作動行程中の完全な膨張及び一定圧力にお
ける排気ガスの爆発を考えていた。このことはアトキン
ノン（Ａｔｋｉｎｓｏｎ）によって追求された。アトキ
ンノンサイクルの理論的熱効率は今日用いられているサ
イクル過程の効率よりも約２５％高いが、その際排気弁
が開かれる時に排気ガスは比較的高い圧力を有し、一定
容積においてサイクル中の圧力の減少を起こす。過給し
たエンジンの場合に、ターボ圧縮機中で最大限に膨張を
続けることを許すように努力がなされ、それは、もし損
失なしに達成することが可能であれば、アトキンノンサ
イクルの効率と等しい、内燃ピストン機関及びタービン
に対する共通の効率を生ずる結果となる。

このことは実際上十分に達成できない。なかんずく、た
とえ改良された効率が得られるとはいえ、最初は排気弁
を横ぎる排気流が臨界流で遂行されるからである。アト
キンノンサイクルの１つの欠点は、作動サイクル中に発
生されたエネルギーは所望の熱効率が機械的効率の低下
によって妨げられるほど小さいことでおる。それ故に、
アトキンノンサイクル中は、実地適用の見地から今日ま
で魅力が少なかったのである。

内燃ピストン機関に過給するためのターボ圧縮機の急速
外発達は、それらの耐久性及び信頼性に置かれた要求の
見地から、公知のエンジンに使用できないよう彦高い過
給圧力で過給することを可能にした。しかしこれらの高
い過給圧力はアトキンノンサイクルにおけるエネルギー
効率を増大する。このことは高い熱力学的効率が摩擦損
失によって影響されることが少く、従って比較的高い総
合効率が得られることを意味する。

以前に示唆されたことは、各作動サイクルの間に排気弁
を２度開き、２回目の排気弁の開放はエンジンの吸込サ
イクルの後段中に行うことによって、内燃機関の最大出
力を上昇でき、且つターボ圧縮機に対する作動状態を改
善できることである。かような提案は、例えばＥＰ−Ａ
ｌ−００７５５０２において行われている。この場合に
、吸込ストローク中の下部死点位置にピストンが位置し
ている時に排気弁が開かれ、従ってシリンダからの空気
が排気系統中に流出してターボ圧縮機へのガスの量が増
加する。

〔発明が解決しようとする問題点〕

本発明の目的は、達成すべきエンジンの高い熱効率、す
なわち低い特定燃料消費を可能にし、同時に高いエンジ
ン出力を維持する、緒言に記載した方法を提供すること
である。

〔問題点を解決するための手段〕

上記の目的は本発明に従りて、圧縮行程中に２回目の排
気弁の開閉を行い、ピストンの下部死点位置から離れた
第１の予定位置にピストンが在る時に該弁を開き、また
第１予定位置よりも遠い下部死点ピストン位置からの距
離にある第２の予定位置にピストンが在る時に前記バル
ブを閉じる方法によって達成されるのでおる。

〔実施例〕

本発明は添付図面に関し以下さらに詳しく説明される。

第１図は伝統的なディーゼルサイクル（破線で示す）を
用いたエンジン及びアトキンノンサイクル（実線で示す
）に従って作動するエンジンの作動サイクルを図式的に
示すものである。

図から分ることは、アトキンノンサイクルが出力行程の
間に完全な膨張を行なうが、ディーゼルサイクルは完全
な膨張を生じないことである。

しかし出口弁がピストンの下部死点において開かれる時
に排気ガスは残留圧力を有し、従って定積膨張はピスト
ンの下部死点で起ることである。また図から分ることは
アトキンノンサイクルにおいて人口弁は点Ｖａに至るま
での圧縮行程の１部の間に開かれ、該点で入口弁が閉じ
圧縮が始まることでおる。その際圧縮は点ＶＩＡまで続
き、この点で圧縮圧力ｐｘに達する。同じ圧縮圧力はデ
ィーゼルサイクルにおりて、ピストンがその下部死点位
置にある時に圧縮を始めることにより得られ、点■ＫＤ
において圧縮圧力に達する。

第１図は、アトキンノンサイクルにおける１つの作動サ
イクル中の有用エネルギーがディーゼルサイクルにおけ
る有用エネルギーよりも遥かに低いことを示す。しかし
第２図から分ることは、アトキンノンサイクル（実線）
の理論的効率は、ディーゼルサイクル（破線）の効率よ
りも一層大きいことである。

第３図は過給機を有する四サイクル内燃ピストン機関で
且つディーゼル型式の作動サイクルを示すもので、この
作動サイクルは本発明に従って制御される。線図は最大
エンジン負荷において有力な状態を示す。吸込み行程の
始めに入口弁は開き、空気は過給された圧力Ｐ２で、ピ
ストンが位ＫＡから位ＮＢ（線１−２）に動く間に、シ
リンダ中に流入する。入口弁は位置Ｂ、すなわち点２に
おいて閉じる。ピストンがその下部死点位置Ｃまで動き
続けると、シリンダ中の空気は断熱的に膨張する（Ｍ２
−３）。

ピストンの連続運動の際、すなわちその圧縮行程の間に
、先ず断熱圧縮（ＭＡａ　−４）が起こる。ピストンが
位置Ｄ１すなわち点４に在る時に、排気弁が開き、その
後圧力Ｐ１において、（これはこの際排気系統中の圧力
に相当する）ピストンが位置Ｅ　（１４−５）まで動く
間にシリンダから空気が押出される。排気弁は位置Ｅに
おいて再び閉じられ、その後シリンダ中にある空気は、
ピストンがその上部死点位置Ａ（線５−６）まで動き続
ける間に圧縮される。位置Ａ１すなわち点６において圧
縮圧力ＰＫに達する。

ピストンの上部死点位置Ａ（６−７）におけるシリンダ
中の燃料の噴射及び燃料の燃焼に続いて、また一定圧力
（線７−８）における燃焼に続いて、作動又は出力行程
（線８−９）の間に膨張が起こる。ピストンがその下部
死点位置Ｃ１すなわち点９に達した時に、排気弁が開き
、圧力の減少が一定容積で起こる（線９−１０）。

排気ガスの完全な膨張は破線９−１２−１０に従うサイ
クルにおいて行なわれる。該当エネルギーは今やその代
シにターボ圧縮機のタービン中で利用される。

排気ガスは、ピストンがその下部死点位置Ｃからその上
部死点位置Ａ（線１Ｏ−１１）まで通過する間に追出さ
れる。そとで排気弁が閉じて入口弁が開き、それが圧力
の増加（線１１−１）を生ずる。その際作動サイクルが
完了し、新しい作動サイクルが始まる。

上記の作動サイクルは全負荷におけるエンジンに適用さ
れる。この場合に圧力Ｐ１はエンジンの排気系統中で有
力であるが、過給圧力Ｐ２けエンジンの吸込系統中で有
力である。エンジンの排気弁の第２回目の開放のために
、シリンダ中に存在するガスの圧力は、実際の圧縮過程
（線５−６）が開始する際に、排気系統中の圧力Ｐ１と
大体等しく保持される。従って排気系統中の異なる圧力
は、圧縮過程の始めにおいてシリンダ中の圧力の変化を
生じ、このことは圧縮圧力ｐｃも変化することを意味す
る。それ故に圧縮圧力は、排気系統中の圧力を変えるこ
とによって、すなわち排気系統を絞ることによって、変
化限度まで容易に変えることができる。

そのほか、エンジンを設計する時に、排気弁を第２回目
に閉じるときのピストンの位置Ｅ、すなわち点５を、ピ
ストンの下部死点Ｃに関して最適な効率のために、燃焼
後の燃料によって　　　　、１供給されたエネルギーが
、作動又は出力行程（点９）の後に排気弁が続いて開か
れる時に、排気弁を横ぎる排気ガスに臨界流に）’！　
ｌ′ｉ′相当する流速を得るような大きさの圧力を許す
ように、選ぶことができる。しかしこのことは過程を遂
行するための基準ではなくて、過度の臨界流を防ぐこと
によって、最大可能な効率を達成するための推せんに過
ぎない。

圧縮過程の始め（点５）において出発圧力を支配するの
はエンシン排気系統中のＰ！であるから、圧力のレベル
は低下され、エンジンの構造によって定められた最高圧
力と最低圧力との間の比は増加された。それによって過
程の効率は、より高い圧縮比を選びうろことによるか、
又は一定容積において（線６−７）エネルギーのよシ大
きい量を供給しうるかのいずれかによって増加される。

そのほか温度は低下され、それが排気ガス中のよシ低い
仝未酸化物含有量を生ずることになる。

第３図の線図中の断面積１，２，４，１１゜１はターボ
圧縮機によって供給された過剰エネルギーを示す。この
面積の輪郭は入口弁が閉じた時間（点２）によって定め
られる。入口弁を閉じるための最小可能時間（線図中に
２′で示す）は、続いて起こる断熱膨張が圧力を圧力レ
ベルＰｉ　　（線２’−１０）に低下する時である。こ
の場合には点３．１０及び４が一致する。もし人口弁が
時間の遅い点において閉じると、シリンダ圧力は排気弁
が開く時に、排気系統中で圧力を超過する。このことは
ターボ圧縮機中で膨張が接続するとはいえ、この膨張は
シリンダ中の膨張よりも遥かに低い効率を生ずる結果に
なる。

そのはか、排気系統中の有力な圧力と同じ圧力Ｐ１で点
５において圧縮の過程が始められた時は、例えば伸縮ピ
ストンなどの助けで種々の圧縮を適用する必要はもはや
ない。というのは吸込系統中の圧力よりもはるかに小さ
い圧力増加が増加する負荷に伴なって排気系統中に存在
するからである。

入口弁を閉じることができる最も早い時間は、ピストン
が位置りから位置Ｅまで動く間に、シリンダから出口系
統まで空気を排除するためのスペースの必要によって定
められる。位置りと位ｆｔ　Ｆとの間（線４−５）で排
気系統中に放出された空気は燃焼過程には加わらないで
、シリンダを通過する。この空気は、なかんずく線２−
３に沿って起こる膨張から生ずる空気の低温のために、
シリンダを効果的に冷却する。空気の温度は、ピストン
が位置りから位置Ｅまで（線４−５）動く際の空気の膨
張の間も低く、それによって排気弁を効果的に冷却する
。

適当な人口弁の閉鎖時間のための他の条件は、外部冷却
に対する要求を減じ、それを内部冷却に代え、冷却ファ
ンの必要を除き、又は減することによって総合効率を増
すことの希望である。

このことは、シリンダを通って流れる冷却空気の容積を
増すために、位置Ｅよりも遅い時間に、成魚で入口弁を
閉じることを正しいとすることができる。

排気弁が作動行程中の後に（点９で）開く時に、冷却空
気は排気系統中で排気弁に極めて接近して位置する。結
果として、音は、排気弁上を流れるガス中よりも排気系
統中で一層低速度で進む。それと共に空気は冷たいプラ
グを形成して排気弁上の速度を低下する。このことは点
９における圧力と点１０における圧力との間のより高い
比を臨界流が起る前に許すことを可能にする。さらにこ
のことは排気弁が前記２回目に閉じられる位置Ｅを定め
るために利用できる。

吸込系統中の圧力Ｐ２と排気系統中の圧力Ｐ１との間の
圧力差が大きい程、エンジンを通過する冷却空気の旨が
それだけ大きくなる。従ってエンジンは負荷に依存する
冷却空気の内部流通を達成ｔ７、それによって低負荷に
おける過冷却の危険が回避される。

第４図は第３図の線図に対応する線図であるが、低いエ
ンジン負荷において有力な状態に関するものである。線
図中の曲線上の種々の点は、第３図中で用いたものと同
じ参照記号を有する。

第４図から分るように、この場合は過給圧力　　　　　
、１ｐＳが排気系統中の圧力Ｐ１よりも低い。このこと
は、排気弁が２次的に、すなわち位置りにおいて開かれ
る時に、排気系統からシリンダ（線４−４）まで逆流し
だ酸量の排気ガスが経験されることを意味する。このこ
とは燃焼過程に排気ガスが加わった結果としてシリンダ
が加熱され、それがエンジンをスタートする時に点火を
容易にし且つエンジンが一層スタートした時にエンジン
の加熱を加速し、また低いエンジン負荷において炭化水
素の発出をも減することを意味する。

入口弁は、ピストンがその下向き行程中その最高速度に
達する点で、又はそれに近い点で閉じるので、容積効率
は入口弁を横ぎる絞り効果によって大きく影響される。

この点に関し、容積効率は、エンジンに供給された空気
の測定量であるとして計算され、それは上部死点ピスト
ン位置Ａから、人口弁が閉じる位置Ｂまで組入れた行程
長さの部分によって割ｂｘされ、それにターボ圧縮機上
の圧力差を掛は算したものである。シリンダ中の空気量
は位置Ｅ１すなわち排気弁が閉じられた゛時間、点５に
よって定められる。かくして減じた容積効率は、実際の
圧縮行程の間シリンダ中の空気量に何も影響しないが、
エンジンを通る冷却空気の牡のみには影響する。

上記の状況は、空気量曲線が負荷の関数として最高ター
ボ圧縮機効率の範囲外に置かれるととなく、エンジンの
速度範囲を広げるために利用することができる。このこ
とを達成するために入口弁上の絞り損失は、弁の上昇高
さを減すること及び／又は弁の直径を減することによっ
て調節される。この効果は第５図の線図中に示されてい
る。この線図において、曲線１３及び１４は、それぞれ
高いエンジン速度及び低いエンシン速度において人口弁
を横ぎる低い絞りで有力な状態に関するものであるが、
曲線１５及び１６はそれぞれ高エンジン速度及び低エン
ジン速度において人口弁を横ぎる絞如の場合に有力カ状
態に関するものである。曲線１７はターボ圧縮機のＩン
プ限界を示すが、曲線１８は最大ターボ圧縮機効率の範
囲を示す。かくて第５図から分るように、曲線の大部分
は、入口弁を横ぎって絞りを適用することによって最大
圧縮機効率の範囲内に置くことができる。入口弁を横ぎ
って得られる絞り損失は、それと共に圧縮機効率の増加
によって十分以上に補償される。

本発明による方法は、高過給を伴なう四サイクル内燃ピ
ストン機関のために主とし、て企図されたものであるが
、この方法はまた低い程度の過給で、またスノ９−り点
火エンジンにも適用できるとはいえ、この場合はしかし
燃料をシリンダに直接に噴射しなければならず、例えば
空気の回転により、また／或は燃焼室の適当な構造によ
る訪引乱流によって、噴射の前に燃料が空気と十分に混
合していることを保証する処置を講する必要がある。

本発明は上記の実施態様に限定されないこと、及び変形
は特許請求の範囲内で行ないうろことは勿論である。

【図面の簡単な説明】

第１図は内燃ピストン機関に関する図式的Ｐｖ−線図で
あり、この線図においてはディーゼルエンジンに対する
サイクルが破線で示され、またアトキンノンサイクルは
実線で示されている。 第２回は、第１図に示されたサイクルの理論的効率を圧
縮比の関数として示した線図でちる。 第３図は、本発明による方法を利用した内燃ピストン機
関に関する図式的ｐｖ−線図であシ、線図は全エンジン
負荷において有力表状態を示す。 笥４図は、第３図の線図に対応する図式的Ｐｖ−線図で
あるが、低いエンジン負荷において有力な状態を示す。 第５図はターボ圧縮機の圧力比を異なるエンジン負荷に
おける空気流の関数として示す図式的線図である。 Ａ・・・上部死点位置、　Ｂ・・・第３予定位置、°°
°°下部死点１″′位置・　　　　　　　　　　　　　
１Ｄ・・・第１予定位置、　Ｅ・・・第２予定位置。 ＦＩＧ、４ ＦＩＧ、５

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １　各シリンダへの過給及び直接燃料噴射を用いた四サ
   イクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御するため
   の方法であって、その際各シリンダが少くとも１つの入
   口弁及び１つの排気弁を有し、該方法は、各シリンダの
   排気弁が排気掃気行程中に開放保持されるほかに、各作
   動サイクル中に二回目の開放を行うものにおいて、 圧縮行程中に該２回目の排気弁の開閉を行い、下部死点
   ピストン位置（Ｃ）から離れた第１予定位置（Ｄ）にピ
   ストンが在る時に排気弁（４）を開き、また第１予定位
   置（Ｄ）よりも遠い下部死点ピストン位置（Ｃ）からの
   距離にある第２予定位置（Ｅ）にピストンが在る時にバ
   ルブ（５）を閉じることを特徴とする方法。 ２　排気ガス掃気ストロークの後にピストンがその上部
   死点位置（Ａ）の近くに位置する時に、排気弁を閉じる
   に次いで入口弁を開くとと、及びピストンの上部死点位
   置（Ａ）から離れた第３予定位置（Ｂ）にピストンが位
   置する時に、吸込みストロークの間に入口弁（２）を閉
   じることを特徴とする特許請求の範囲第１項に記載の方
   法。 ３　最良の効率のために、燃料の燃焼によって得られた
   エネルギーが圧力を用意し、該圧力は排気弁が次に開く
   際（９）作動ストロークの後に、臨界流の境界に接近し
   て横たわる流れ速度を排気ガスに与えるように、ピスト
   ンの第２予定位置（Ｅ）中で２回目の排気弁の閉じを行
   うことを特徴とする特許請求の範囲第１項又は第２項に
   記載の方法。 ４　排気系統中の圧力は、圧縮ストロークの終りに達成
   された圧縮圧力を変えるように、排気流を絞ることによ
   って調節されることを特徴とする特許請求の範囲第１項
   乃至第３項のいずれかに記載の方法。 ５　予定のエンジン速度範囲内で空気流がターボ圧縮機
   の最良効率の範囲内に横たわるように、入口弁を横切る
   絞り効果を調節することを特徴とする特許請求の範囲第
   １項乃至第４項のいずれかに記載の方法。