JPS632010B2 - - Google Patents
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- JPS632010B2 JPS632010B2 JP2107380A JP2107380A JPS632010B2 JP S632010 B2 JPS632010 B2 JP S632010B2 JP 2107380 A JP2107380 A JP 2107380A JP 2107380 A JP2107380 A JP 2107380A JP S632010 B2 JPS632010 B2 JP S632010B2
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- JP
- Japan
- Prior art keywords
- exhaust
- volume
- resonance
- cylinder
- stroke
- Prior art date
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Links
- 238000002485 combustion reaction Methods 0.000 claims description 9
- 239000000446 fuel Substances 0.000 description 24
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 12
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 8
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 3
- 238000004364 calculation method Methods 0.000 description 2
- 230000006835 compression Effects 0.000 description 2
- 238000007906 compression Methods 0.000 description 2
- 238000010304 firing Methods 0.000 description 2
- 230000030279 gene silencing Effects 0.000 description 2
- 238000005259 measurement Methods 0.000 description 1
- 230000010349 pulsation Effects 0.000 description 1
- 238000005086 pumping Methods 0.000 description 1
Classifications
-
- 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
- F02B41/00—Engines characterised by special means for improving conversion of heat or pressure energy into mechanical power
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Characterised By The Charging Evacuation (AREA)
- Exhaust Silencers (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は４サイクル内燃機関の性能改善に関す
る。
る。
従来の４サイクル内燃機関の３気筒機関の排気
系を第１図に示す。図において、０１ａ，０１
ｂ，０１ｃはシリンダ、０２ａ，０２ｂ，０２ｃ
は吸気弁、０３ａ，０３ｂ，０３ｃは排気弁であ
る。０４は排気マニホルドで、各シリンダ０１ａ
〜０１ｃの排気弁０３ａ〜０３ｃからの排気を一
つの通路に導くような流路を形成し、０５は排気
管で、排気マニホルド０４と連結された流路を形
成し、０６は消音容積部で、排気管０５と連結さ
れ、他端を大気に開放している。
系を第１図に示す。図において、０１ａ，０１
ｂ，０１ｃはシリンダ、０２ａ，０２ｂ，０２ｃ
は吸気弁、０３ａ，０３ｂ，０３ｃは排気弁であ
る。０４は排気マニホルドで、各シリンダ０１ａ
〜０１ｃの排気弁０３ａ〜０３ｃからの排気を一
つの通路に導くような流路を形成し、０５は排気
管で、排気マニホルド０４と連結された流路を形
成し、０６は消音容積部で、排気管０５と連結さ
れ、他端を大気に開放している。
吸入行程にて吸気弁０２ａ〜０２ｃを通つてシ
リンダ０１ａ〜０１ｃ内に吸入された空気は、そ
れぞれのシリンダ内にて圧縮、燃焼及び膨張の行
程を経て、排気となり各排気弁０３ａ〜０３ｃを
通つて、着火クランク間隔に従つて排気マニホル
ド０４に排出される。
リンダ０１ａ〜０１ｃ内に吸入された空気は、そ
れぞれのシリンダ内にて圧縮、燃焼及び膨張の行
程を経て、排気となり各排気弁０３ａ〜０３ｃを
通つて、着火クランク間隔に従つて排気マニホル
ド０４に排出される。
シリンダを出る前の排気はまだ高温、高圧で、
直接仕事に変換することが可能な高い有効エネル
ギを持つているが、このエネルギの一部は排気管
排気弁通過時に損失され熱に変わり、残りのエネ
ルギは排気の速度エネルギに変換される。
直接仕事に変換することが可能な高い有効エネル
ギを持つているが、このエネルギの一部は排気管
排気弁通過時に損失され熱に変わり、残りのエネ
ルギは排気の速度エネルギに変換される。
さらにこの速度エネルギは排気管０５を経て消
音容積部０６に流入したときに損失され、さらに
それが大気に放出されてしまう。
音容積部０６に流入したときに損失され、さらに
それが大気に放出されてしまう。
このように従来の内燃機関では、排気の持つ有
効エネルギのうち排気弁や排気管で損失するエネ
ルギだけではなく、排気管０５内でまだもつてい
る高い速度エネルギまでも、消音容積部０６内で
損失させ、さらに残りを大気に放出してしまつて
いる。
効エネルギのうち排気弁や排気管で損失するエネ
ルギだけではなく、排気管０５内でまだもつてい
る高い速度エネルギまでも、消音容積部０６内で
損失させ、さらに残りを大気に放出してしまつて
いる。
このため、それだけ機関の燃料消費を大きくし
ている。
ている。
本発明の目的は上記の点に着目し、従来外部に
放出して捨てていた排気のもつ速度エネルギをピ
ストンにて回収し燃料消費率を低減することので
きる４サイクル内燃機関を提供することであり、
その特徴とするところは、３個の整数倍のシリン
ダを有する４サイクル内燃機関において、 (1) ３シリンダ毎の排気を一つの共鳴容積部及び
共鳴管からなる排気系に導く。
放出して捨てていた排気のもつ速度エネルギをピ
ストンにて回収し燃料消費率を低減することので
きる４サイクル内燃機関を提供することであり、
その特徴とするところは、３個の整数倍のシリン
ダを有する４サイクル内燃機関において、 (1) ３シリンダ毎の排気を一つの共鳴容積部及び
共鳴管からなる排気系に導く。
(2) これらのシリンダの着火間隔は等間隔でクラ
ンク角度で240゜毎とする。
ンク角度で240゜毎とする。
(3) 共鳴管の一端は共鳴容積部に、他端は大気ま
たは消音器等の容積部に連結する。
たは消音器等の容積部に連結する。
(4) 各シリンダの排気弁開時期を下死点前クラン
ク角で表わしてθEVOとし、共鳴容積部の大きさ
VRを１シリンダ当りの行程容積VHで割つた値
VR／VHが 0.4≦VR／VH≦3.5 であり、かつ上記θEVOが 145−5.6（VR／VH）≧θEVO≧90−5.6（VR／VH） の範囲にある。
ク角で表わしてθEVOとし、共鳴容積部の大きさ
VRを１シリンダ当りの行程容積VHで割つた値
VR／VHが 0.4≦VR／VH≦3.5 であり、かつ上記θEVOが 145−5.6（VR／VH）≧θEVO≧90−5.6（VR／VH） の範囲にある。
(5) 共鳴管の管長を機関の回転数に応じて１サイ
クル中に３つの排気圧力変動が共鳴するように
決めることにより、機関の排気行程中の排気管
内圧力を低下させ、ピストンの排気押出し行程
中のポンプ損失を減じて、燃料消費率を低減す
る。ここで、この排気管内圧力を低下するため
に要するエネルギは排気のもつ速度エネルギに
よつて生じさせられたものである。
クル中に３つの排気圧力変動が共鳴するように
決めることにより、機関の排気行程中の排気管
内圧力を低下させ、ピストンの排気押出し行程
中のポンプ損失を減じて、燃料消費率を低減す
る。ここで、この排気管内圧力を低下するため
に要するエネルギは排気のもつ速度エネルギに
よつて生じさせられたものである。
以下図面を参照して本発明による実施例につき
説明する。
説明する。
第２図は本発明による装置を設けた３気筒機関
の排気系を示す説明図である。
の排気系を示す説明図である。
図において、１ａ，１ｂ，１ｃはシリンダで、
各シリンダの着火間隔は等間隔でクランク角度
240゜毎となつている。２ａ，２ｂ，２ｃは吸気
弁、３ａ，３ｂ，３ｃは排気弁である。
各シリンダの着火間隔は等間隔でクランク角度
240゜毎となつている。２ａ，２ｂ，２ｃは吸気
弁、３ａ，３ｂ，３ｃは排気弁である。
４は共鳴容積部で、各シリンダ１ａ〜１ｃの排
気弁３ａ〜３ｃからの排気が導かれる。その内容
積VRは１つのシリンダの行程容積VHに対して0.4
≦VR／VH≦3.5であり、かつ排気弁３ａ〜３ｃの
開弁時期を下死点前のクランク角で表わしてθEVO
とすると、 145−5.6（VR／VH）≧θEVO≧90−5.6（VR／VH） となつている。
気弁３ａ〜３ｃからの排気が導かれる。その内容
積VRは１つのシリンダの行程容積VHに対して0.4
≦VR／VH≦3.5であり、かつ排気弁３ａ〜３ｃの
開弁時期を下死点前のクランク角で表わしてθEVO
とすると、 145−5.6（VR／VH）≧θEVO≧90−5.6（VR／VH） となつている。
５は共鳴管で、一端を共鳴容積部４に連結し、
他端を大気開放または消音容積部６に連結されて
いる。
他端を大気開放または消音容積部６に連結されて
いる。
その管長は機関の回転数に応じた排気管内の共
鳴現象が生じるように実験的に求められ調節され
るが、概略の長さとしては、次式にて与えられる
（管長の音響理論により一般的に求められてい
る）。
鳴現象が生じるように実験的に求められ調節され
るが、概略の長さとしては、次式にて与えられる
（管長の音響理論により一般的に求められてい
る）。
cot（LR／Leqπ）＝VR／FRπ／Leq
ここで、LR＝共鳴管長さ（ｍ）、Leq＝20×ａ／
NE、ａ＝排気の音速（ｍ／ｓ）、約600m／ｓ、
NE＝機関回転数（rpm）、VR＝共鳴容積部の大き
さ（m3）、FR＝共鳴管断面積（m2）、π＝円周率
（3.1416）である。
NE、ａ＝排気の音速（ｍ／ｓ）、約600m／ｓ、
NE＝機関回転数（rpm）、VR＝共鳴容積部の大き
さ（m3）、FR＝共鳴管断面積（m2）、π＝円周率
（3.1416）である。
第２図にて示した実施例は３気筒機関の場合で
あるが、３気筒と共に６気筒、９気筒、12気筒…
のような３の整数倍のシリンダ数をもつ機関の場
合には、それぞれ上記符号１から５までの構成か
らなる排気系を３シリンダ毎に有することにより
構成される。
あるが、３気筒と共に６気筒、９気筒、12気筒…
のような３の整数倍のシリンダ数をもつ機関の場
合には、それぞれ上記符号１から５までの構成か
らなる排気系を３シリンダ毎に有することにより
構成される。
上記構成の場合の作用について述べる。
機関の吸気行程にて吸気弁２ａ〜２ｃを通つて
シリンダ１ａ〜１ｃ内に吸入された空気は、それ
ぞれのシリンダ内にて圧縮、燃焼及び膨張の行程
を経て、排気となり各排気弁３ａ〜３ｃを通つて
着火クランク間隔に従つて、クランク角で240゜お
きの排気パルスとして共鳴容積部４に排出され
る。
シリンダ１ａ〜１ｃ内に吸入された空気は、それ
ぞれのシリンダ内にて圧縮、燃焼及び膨張の行程
を経て、排気となり各排気弁３ａ〜３ｃを通つて
着火クランク間隔に従つて、クランク角で240゜お
きの排気パルスとして共鳴容積部４に排出され
る。
このとき、シリンダ内から排出される前の排気
はまだ高温、高圧で直接仕事に変換することが可
能な高い有効エネルギを持つており、排気弁３ａ
〜３ｃ通過時にその一部は損失として費やされる
が、残りの有効エネルギは排気の速度エネルギと
して変換され共鳴容積部４内に送り込まれる。
はまだ高温、高圧で直接仕事に変換することが可
能な高い有効エネルギを持つており、排気弁３ａ
〜３ｃ通過時にその一部は損失として費やされる
が、残りの有効エネルギは排気の速度エネルギと
して変換され共鳴容積部４内に送り込まれる。
共鳴容積部４及び共鳴管５からなる排気系は、
このクランク角で240゜おきに供給される速度エネ
ルギを強制振動外力として圧力変動の共鳴を生
じ、共鳴容積部４内の圧力変動は、機関の１サイ
クル（クランク角720゜）当りに３つの大きな共鳴
変動を生じる（３シリンダの着火間隔が等間隔で
ない場合には共鳴は生じない）。
このクランク角で240゜おきに供給される速度エネ
ルギを強制振動外力として圧力変動の共鳴を生
じ、共鳴容積部４内の圧力変動は、機関の１サイ
クル（クランク角720゜）当りに３つの大きな共鳴
変動を生じる（３シリンダの着火間隔が等間隔で
ない場合には共鳴は生じない）。
第３図にこのときの圧力変動の計測結果を示
し、同図のａは本実施例の排気弁開時期を下死点
前110゜とした場合を示し、ｂは従来機関のままの
排気弁開時期を下死点前60゜とした場合を示す。
し、同図のａは本実施例の排気弁開時期を下死点
前110゜とした場合を示し、ｂは従来機関のままの
排気弁開時期を下死点前60゜とした場合を示す。
従来機関のままの排気弁開時期、例えば下死点
前60゜に比べて、本実施例のように排気弁開時期
を下死点前100゜〜120゜、例えば110゜とすることに
より、共鳴圧力変動の位相が異なり、本実施例の
場合には、排気行程中に共鳴容積部４内の排気の
圧力が大きく低下し、その結果一点鎖線で示すシ
リンダ内圧力は排気行程中に大きく低下する。
前60゜に比べて、本実施例のように排気弁開時期
を下死点前100゜〜120゜、例えば110゜とすることに
より、共鳴圧力変動の位相が異なり、本実施例の
場合には、排気行程中に共鳴容積部４内の排気の
圧力が大きく低下し、その結果一点鎖線で示すシ
リンダ内圧力は排気行程中に大きく低下する。
その結果、第４図に示すように、破線の従来機
関に比べて実線の本実施例の場合は、針線部の仕
事量だけ吸排気行程中の排気押出しポンプ損失が
減少し、機関の低燃費化が得られる。
関に比べて実線の本実施例の場合は、針線部の仕
事量だけ吸排気行程中の排気押出しポンプ損失が
減少し、機関の低燃費化が得られる。
第５図に本実施例による排気系を用いた場合の
燃費改善効果の試験結果の例を示す。本実施例の
ように排気弁開時期を従来機関の場合より進めた
下死点前100゜〜130゜とすることにより燃費を２〜
４％低減することができる。なお、図で示した結
果は共鳴容積部の大きさVRを１シリンダ当りの
行程容積VHに対してVR／VH＝１とした場合であ
る。
燃費改善効果の試験結果の例を示す。本実施例の
ように排気弁開時期を従来機関の場合より進めた
下死点前100゜〜130゜とすることにより燃費を２〜
４％低減することができる。なお、図で示した結
果は共鳴容積部の大きさVRを１シリンダ当りの
行程容積VHに対してVR／VH＝１とした場合であ
る。
第６図に排気弁開時期を下死点前110゜とした場
合で、共鳴容積部４の大きさVRを変えた場合の
共鳴容積部内圧力の変化の計測値を比較して示
す。いずれも共鳴管５の長さは共鳴が起こるよう
に調節してある。VHは１シリンダ当りの行程容
積で、点線はVR／VHが0.4、実線は1.0、破線は
4.0の場合をそれぞれ示す。
合で、共鳴容積部４の大きさVRを変えた場合の
共鳴容積部内圧力の変化の計測値を比較して示
す。いずれも共鳴管５の長さは共鳴が起こるよう
に調節してある。VHは１シリンダ当りの行程容
積で、点線はVR／VHが0.4、実線は1.0、破線は
4.0の場合をそれぞれ示す。
共鳴容積部４が大きい場合（破線）には、各シ
リンダ１ａ〜１ｃからの排気パルスのエネルギに
比べて、共鳴容積部４内のガス量が大きすぎるた
め、共鳴時の圧力振幅は減少し、第７図に示すよ
うに、共鳴容積部の大きさVRが大きい程燃費は
悪化する。なお、第７図は排気弁開時期を下死点
前110゜とした場合である。
リンダ１ａ〜１ｃからの排気パルスのエネルギに
比べて、共鳴容積部４内のガス量が大きすぎるた
め、共鳴時の圧力振幅は減少し、第７図に示すよ
うに、共鳴容積部の大きさVRが大きい程燃費は
悪化する。なお、第７図は排気弁開時期を下死点
前110゜とした場合である。
逆に共鳴容積部が小さい場合には、第６図の点
線のように共鳴容積部はボリユームとしての効果
がなくなり、流路の形状による損失等により圧力
変動の波形はくずれ、かつ振幅も小さくなつて、
第７図のように再び燃費は悪化する。
線のように共鳴容積部はボリユームとしての効果
がなくなり、流路の形状による損失等により圧力
変動の波形はくずれ、かつ振幅も小さくなつて、
第７図のように再び燃費は悪化する。
このため、本実施例にてめざす燃費低減効果を
得るためには、第７図の実験結果に見られるよう
に、１シリンダ当りの行程容積VHに対して共鳴
容積部VRをVR／VH＝0.5〜3.0とすることにより
燃費を２〜４％低減することができる。
得るためには、第７図の実験結果に見られるよう
に、１シリンダ当りの行程容積VHに対して共鳴
容積部VRをVR／VH＝0.5〜3.0とすることにより
燃費を２〜４％低減することができる。
上述のような本発明による場合は次の効果があ
る。
る。
本実施例により得られる効果は第５図及び第７
図に示したように機関の燃費低減である。
図に示したように機関の燃費低減である。
(1) 第８図に、本実施例による効果をさらに定量
的に詳しく明らかにするために、下死点前排気
弁開時期θEVOと共鳴容積部の大きさVRを広範囲
に組合せて実験した結果を示す。ここで、パラ
メータはVRを１シリンダ当りの行程容積VHで
割つた値VR／VHで示した。即ち、燃費変化量
がマイナスの範囲では機関の燃費低減が得られ
る。
的に詳しく明らかにするために、下死点前排気
弁開時期θEVOと共鳴容積部の大きさVRを広範囲
に組合せて実験した結果を示す。ここで、パラ
メータはVRを１シリンダ当りの行程容積VHで
割つた値VR／VHで示した。即ち、燃費変化量
がマイナスの範囲では機関の燃費低減が得られ
る。
次に第８図を書きかえて、θEVOとVR／VHとの
関係を表わしたのが第９図で、燃費低減が得られ
るためのθEVOの範囲を導出する。
関係を表わしたのが第９図で、燃費低減が得られ
るためのθEVOの範囲を導出する。
即ち、図に示すＡ及びＢ線ではさまれるθEVOの
範囲で燃費は低減され、このθEVOは次式で表わさ
れる。
範囲で燃費は低減され、このθEVOは次式で表わさ
れる。
145−5.6VR／VH≧θEVO≧90−5.6VR／VH
なお、VR／VHとしては、第９図より明らかな
ように、VR／VH＜0.4及びVR／VH＞3.5では燃費
の低減量が少なく、特にVR／VHが小さいところ
でその変化が急であり、また、逆にVR／VHが大
きいと、機関全体の大きさが大きくなるという欠
点があるため、0.4≦VR／VH≦3.5とするのが望ま
しい。
ように、VR／VH＜0.4及びVR／VH＞3.5では燃費
の低減量が少なく、特にVR／VHが小さいところ
でその変化が急であり、また、逆にVR／VHが大
きいと、機関全体の大きさが大きくなるという欠
点があるため、0.4≦VR／VH≦3.5とするのが望ま
しい。
なお、第９図にて示した燃費低減効果はある特
定の機関による結果であるが、本実施例の排気脈
動現象を理論的に取扱つたシミユレーシヨンプロ
グラムを用いた計算結果でも、ほぼ同等の結果が
得られ、またこの計算結果によれば、機関のシリ
ンダ径やストロークが異なつても、ほぼ本実施例
の範囲内にて同等の燃費改善効果が得られる。
定の機関による結果であるが、本実施例の排気脈
動現象を理論的に取扱つたシミユレーシヨンプロ
グラムを用いた計算結果でも、ほぼ同等の結果が
得られ、またこの計算結果によれば、機関のシリ
ンダ径やストロークが異なつても、ほぼ本実施例
の範囲内にて同等の燃費改善効果が得られる。
第１図は従来の４サイクル３気筒機関の排気系
を示す説明図、第２図は本発明による１実施例の
４サイクル３気筒機関の排気系を示す説明図、第
３図は共鳴容積部内の圧力変化を示す線図、第４
図は吸排気行程中のピストンのポンプ損失を示す
線図、第５図は排気弁開時期を変えた場合の燃費
の変化を示す線図、第６図は共鳴容積部の大きさ
を変えた場合の共鳴容積部内の圧力変化を示す線
図、第７図は共鳴容積部の大きさを変えた場合の
燃費の変化を示す線図、第８図は排気弁開時期及
び共鳴容積部の大きさを変えた場合の燃費の変化
を示す線図、第９図は排気弁開時期を横軸とし共
鳴容積部の大きさを１シリンダ当りの行程容積で
割つた値VR／VHを縦軸として燃費の変化を示す
線図である。 １ａ，１ｂ，１ｃ…シリンダ、３ａ，３ｂ，３
ｃ…排気弁、４…共鳴容積部、５…共鳴管、６…
消音容積部。
を示す説明図、第２図は本発明による１実施例の
４サイクル３気筒機関の排気系を示す説明図、第
３図は共鳴容積部内の圧力変化を示す線図、第４
図は吸排気行程中のピストンのポンプ損失を示す
線図、第５図は排気弁開時期を変えた場合の燃費
の変化を示す線図、第６図は共鳴容積部の大きさ
を変えた場合の共鳴容積部内の圧力変化を示す線
図、第７図は共鳴容積部の大きさを変えた場合の
燃費の変化を示す線図、第８図は排気弁開時期及
び共鳴容積部の大きさを変えた場合の燃費の変化
を示す線図、第９図は排気弁開時期を横軸とし共
鳴容積部の大きさを１シリンダ当りの行程容積で
割つた値VR／VHを縦軸として燃費の変化を示す
線図である。 １ａ，１ｂ，１ｃ…シリンダ、３ａ，３ｂ，３
ｃ…排気弁、４…共鳴容積部、５…共鳴管、６…
消音容積部。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ ３個の整数倍のシリンダを有する４サイクル
内燃機関において、着火間隔がクランク角で240゜
の等間隔の３シリンダ毎に、各シリンダからの排
気がそれぞれの排気通路を経て導入される共鳴容
積部と、同共鳴容積部と大気または消音器等の容
積部とを連通する共鳴管とを夫々１個設けると共
に、各シリンダの排気弁開時期を下死点前クラン
ク角で表わしてθEVOとし、上記共鳴容積部の大き
さVRを１シリンダ当りの行程容積VHで割つた値
VR／VHが 0.4≦VR／VH≦3.5 であり、かつ上記θEVOが 145−5.6（VR／VH）≧θEVO≧90−5.6（VR／VH） の範囲にあることを特徴とする４サイクル内燃機
関。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2107380A JPS56118518A (en) | 1980-02-23 | 1980-02-23 | Four-cycle internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2107380A JPS56118518A (en) | 1980-02-23 | 1980-02-23 | Four-cycle internal combustion engine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS56118518A JPS56118518A (en) | 1981-09-17 |
| JPS632010B2 true JPS632010B2 (ja) | 1988-01-16 |
Family
ID=12044706
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2107380A Granted JPS56118518A (en) | 1980-02-23 | 1980-02-23 | Four-cycle internal combustion engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS56118518A (ja) |
-
1980
- 1980-02-23 JP JP2107380A patent/JPS56118518A/ja active Granted
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS56118518A (en) | 1981-09-17 |
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