WO2002057610A1

WO2002057610A1 - Spontaneous intake type internal combustion engine for vehicles

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Publication number: WO2002057610A1
Application number: PCT/JP2001/010114
Authority: WO
Inventors: Kazunori Kikuchi; Satoshi Iijima; Masatoshi Suzuki
Original assignee: Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha
Priority date: 2001-01-19
Filing date: 2001-11-20
Publication date: 2002-07-25
Also published as: EP1353057A4; AR031948A1; EP1353057A1; JP2002213244A; MY141910A; ZA200304339B; KR100843808B1; TR200301097T2; BR0116809A; TW512200B; KR20040010576A; CN1486396A; CN1281862C

Description

明細書車両用自然吸気式内燃機関技術分野

本発明は、ミラ一サイクルで運転される車両用自然吸気式内燃機関に関する。背景技術

従来、往復動内燃機関において、吸気弁の閉弁時期が、下死点前、または、一旦シリンダ内に流入した吸気が開弁している吸気弁から吸気ポートに逆流する下死点後に設定された、いわゆるミラーサイクルで運転される内燃機関が知られている。このミラ一サイクルで運転される内燃機関では、オット一サイクルで運転される内燃機関に比べて、圧縮行程上死点での圧縮圧力（実質的な圧縮比）が低下する一方で、膨張比はオット一サイクルと同一に保たれるので、前記実質的な圧縮比に対しては相対的に膨張比が大きくなり、これにより、熱効率が向上して、図示燃料消費率が改善される。しかしながら、ミラーサイクルでは、吸気弁が前述のような閉弁時期に設定されるため、体積効率が低下する。そのため、内燃機関が、無負荷域から高負荷高回転域まで、負荷および回転数が大きく変化する運転域で運転される車両用内燃機関である場合には、高負荷での運転時に十分な出力が得られない。そこで、不足する空気量を補充して高出力を得るために過給装置を設けたり、内燃機関の運転域に応じてミラーサイクルとォットーサイクルとを切り換えて内燃機関を運転するものがある。

例えば、日本国特開平 8— 2 1 8 8 7 9号公報に開示されたエンジンでは、シリンダヘッドに、吸気バルブおよび排気バルブのほかに、吸気通路から分岐して吸気還流通路が設けられるとともに、吸気還流通路に連通する燃焼室側の開口部を開閉する吸気還流バルブが設けられ、該吸気還流バルブが、排気バルブを駆動するカム軸により駆動されると共に、該カム軸には位相角度可変装置が設けられる。そして、エンジンは、該位相角度可変装置により、部分負荷時は、吸気還流バルブは吸気弁が閉じた後も開いているタイミングに設定されて、シリンダ内に流入した吸気が吸気還流通路を介して吸気通路に還流するミラーサイクルで運転され、高負荷時は、吸気還流バルブは吸気弁と同時に閉じるタイミングに設定されて、オット一サイクルで運転される。

ところで、前述の従来技術では、過給装置や位相角度可変装置を設ける必要があることから、内燃機関の構造が複雑となるうえに部品点数が増えて、内燃機関のコストや重量が増加する難点があった。また、前記公報に開示された従来技術では、内燃機関の高負荷時にはオット一サイクルで運転されるため、ミラーサイクルによる燃料消費率の改善が徹底されない憾みがあった。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、無負荷域から高負荷高回転域を含む運転域を有する車両用自然吸気式内燃機関において、高負荷高回転域を含む全運転域でミラ一サイクルにより運転することにより燃料消費率の改善を図ると共に、簡単な構造で内燃機関の生産性を向上させ、しかも内燃機関のコスト増および重量増の抑制を図ることを目的とする。発明の開示

本発明は、ピストンと、ピストンが往復動自在に嵌合するシリンダと、無負荷域から高負荷高回転域を含む全運転域で一定の開閉時期で開閉される吸気弁および排気弁とを備えた車両用自然吸気式内燃機関において、前記吸気弁の閉弁時期は、下死点前、およびは前記シリンダ内の吸気が前記吸気弁上流に逆流する下死点後の一方である所定面弁時期に設定され、前記内燃機関の排気量は、高負荷高回転域において前記吸気弁が前記所定閉弁時期で閉弁される運転により前記内燃機関の最大必要図示出力が得られる所定排気量に設定された車両用自然吸気式内燃機関である。

この車両用自然吸気式内燃機関によれば、所定排気量の内燃機関は、高負荷高回転域におけるミラーサイクルでの運転により内燃機関の最大必要図示出力が得られるように、従来の内燃機関に比べて排気量が大きくされる。したがって、最大必要図示出力を発生させるための吸入空気量が確保されたうえで、内燃機関は、無負荷域から高負荷高回転域を含む、負荷および回転数が大きく変化する全運転域でミラーサイクルで運転されるので、運転域の一部でミラーサイクルによる運転が行われるものに比べて、図示燃料消費率が一層改善される。そのうえ、高負荷高回転域において、車両の駆動に必要な最大出力である最大必要図示出力を得るための構造として、シリンダポアの径およびピストンのストロークにより決定される排気量を大きくするための構造は簡単であり、部品点数が増加することもないため、内燃機関の生産性が向上し、内燃機関のコスト増を抑制でき、さらに過給装置を設ける場合に比べて内燃機関の重量増を抑制できるので、この点でも燃料消費率が改善される。

本発明の車両用自然吸気式内燃機関において、前記最大必要図示出力は、発生可能な最大図示出力よりも小さく設定し、該最大図示出力が発生する第 1所定回転数よりも低い機関回転数である第 2所定回転数において最大必要図示出力が得られるようにし、また機関回転数を検出する回転数センサと、この回転数センサが前記第 2所定回転数を越える機関回転数を検出したとき機関出力を低下させる出力低下手段とを設けることができる。

このようにすることによって、次の効果が奏される。すなわち、最大必要図示出力は、内燃機関が発生可能な最大図示出力よりも小さくされ、回転数検出手段で検出される機関回転数に応じて制御される出力低下手段により最大図示出力よりも小さな最大必要図示出力を任意の機関回転数のときに発生させるので、最大必要図示出力の設定の自由度が大きくなり、内燃機関の用途や内燃機関に作用する最大負荷に応じて、コスト増や重量増を招来することなく簡単に最適な大きさの最大必要図示出力を設定できる。その結果、同一の内燃機関を多様な種類の車両に使用できて、該内燃機関を搭載した車両のコストを削減できる。

さらに、最大必要図示出力は、内燃機関が発生可能な最大図示出力よりも小さくされることで、内燃機関がミラーサイクルで運転されるにしても、最大必要図示出力が得られる第 2所定回転数は、ォット一サイクルで運転される内燃機関の最大図示出力と一致する最大必要図示出力が発生する機関回転数よりも低くなるようにすることが可能となるので、最大必要図示出力が発生するときの摩擦損失動力が減少して、正味図示出力が増加し、正味燃料消費率が改善される。

本発明の自然吸気式内燃機関においては、前記ピストンと連結されたクランク軸には、交流発電機および遠心ウェイトを備えた発進クラッチが設けることがでさる。

このようにすることによって、次の効果が奏される。すなわち、クランク軸に設けられた交流発電機および発進クラツチが、クランク軸に付加された回転慣性質量（フライホイール）として機能するため、比較的低回転数で回転するクランク軸の回転変動が抑制されて、スムーズな運転が可能となる。図面の簡単な説明

図 1は、本発明の一実施例である内燃機関の、右側から見た部分断面図である図 2は、図 1の I I一 I I線断面図である。

図 3は、図 1の内燃機関の図示出力と機関回転数との関係を説明するためのグラフである。発明を実施するための最良の形態

以下、本発明の一実施例を図 1ないし図 3を参照して説明する。

本発明が適用される自然吸気式内燃機関 Eは、自動 2輪車に搭載される、頭上力ム軸型で水冷式単気筒 4サイクルの自然吸気式往復動内燃機関であり、後述する変速クラッチ C2およびマニュアル変速機 Mを備える伝動装置と共にパワーュニッ卜を構成する。この明細書において、「前後左右」は、自動 2輪車の車体を基準としたときの「前後左右」を意味するものとする。

図 1および図 2を参照すると、内燃機関 Eは、左右割りのクランクケース 1に、シリンダ 2、シリンダへッド 3およびへッドカバ一 4が順次組み付けられてー体とされた機関本体を有する。内燃機関 Eのクランク軸 5が、クランクケース 1 に保持された左右 1対の主軸受 6， 7を介してクランクケース 1に回転自在に支持され、シリンダ 2には、前方のやや斜め上方を指向する中心軸線を有するシリンダポア 2aが形成され、該シリンダポア 2aに嵌合するピストン 8がコンロッド 9 を介してクランク軸 5に連結されて、ピストン 8とシリンダへッド 3との間に形成された燃焼室 10内の燃焼圧力により往復動するピストン 8により、クランク軸 5が回転駆動される。

クランク軸 5の、玉軸受からなる主軸受 6の左方に延びる左軸端部には、主軸受 6側から左方に向かって駆動スプロケット 1 1および交流発電機 12が順次設けられる。クランク軸 5と一体に結合された駆動スプロケット 1 1と、シリンダヘッド 3に回転自在に支持されたカム軸 13に一体に結合された力ムスプロケット 14との間には、タイミングチェーン 15が掛け渡されて、カム軸 13が、クランク軸 5の 1 / 2の回転数で回転駆動される。さらに、カム軸 13の左端には永久磁石を使用した磁気カップリング 16を介してカム軸 13と駆動結合される冷却水ポンプ 17が設けられる。また、交流発電機 12は、発電機カバー 12cに固定されたステ一夕 12aと、該ステ一夕 12aの径方向外方を囲んでクランク軸 5に一体に結合された椀状の口一夕 12bとを備える。

一方、クランク軸 5の、ころ軸受からなる主軸受 7の右方に延びる右軸端部の外周には、クランク軸 5の回転軸線と同軸に、クランク軸 5に回転自在に支持された円筒状の連結部材 18が設けられ、該連結部材 18の主軸受 7側には 1次駆動ギャ 19がー体に形成され、連結部材 18の右側の先端部は、遠心式の発進クラッチ C1 の構成要素であるクラッチァウタ部材 20に一体に結合される。この発進クラッチ C1は、さらにクランク軸 5に一体に結合されたクラッチインナ部材 21と、複数の遠心ウェイト 23とを備える。遠心ウェイト 23は、クラッチインナ部材 21と一体に結合されたプレート 22に揺動自在に支持されて、機関回転数が所定の回転数を越えたときに遠心力によりクラッチァゥ夕部材 20に当接して、その摩擦力により発進クラッチ C1を接続状態とする。そして、発進クラッチ C1は、内燃機関 Eの機関回転数が低回転数のときにも確実なトルク伝達を確保することが可能な比較的大きな遠心力が遠心ウェイト 23に発生するように、従来の内燃機関のそれよりも大型のものとされるか、または大きな質量を持つ遠心ウェイト 23を備えたものとされる。 1次駆動ギヤ 19と嚙合する 1次被動ギヤ 24は、常時嚙合い式の歯車変速機からなるマニュアル変速機 Mのメイン軸 28に回転自在に支持され、該 1次被動ギヤ 24 は、メイン軸 28の、クランクケース 1から右方に突出した右端部に設けられた変速クラッチ C2のクラッチァウタ部材 25にダンパを介して駆動連結される。変速クラッチ C2は、運転者により操作されるリレーズ機構により摩擦接合または接合解除がなされる多数のクラッチ板 26を有する摩擦式多板クラッチであり、多数のクラッチ板 26がスプリング力により摩擦接合したとき、クランク軸 5のトルクが、クラッチァウタ部材 25を介してメイン軸 28と一体に結合されたクラッチインナ部材 27に伝達されて、変速クラッチ C2が接続状態となり、多数のクラッチ板の摩擦接合が解除されたとき、クラッチァウタ部材 25からクラッチィンナ部材 27への卜ルクの伝達が断たれて、変速クラッチ C2が非接続状態となる。

クランクケース 1内でクランク軸 5の後方に配置されるマニュアル変速機 Mは、メインギヤ群 29が設けられた前記メイン軸 28およびカウンタギヤ群 31が設けられカウンタ軸 30を備え、図示されない変速操作機構によりシフ卜ドラム 32が回転されると、該シフトドラム 32のカム溝に係合したシフトフォークが支持軸上で左お方向に適宜移動して、変速操作に対応したメインギヤ群 29のギヤとカウンタギャ群 31のギヤとが適宜嚙み合つて変速が行われる。

それゆえ、クランク軸 5のトルクは、発進クラッチ C1から 1次駆動ギヤ 19に伝達され、さらに、 1次駆動ギヤ 19および 1次被動ギヤ 24からなる 1次減速機構と、変速クラッチ C2とを介して、マニュアル変速機 Mに伝達され、変速後のトルクが、カウンタ軸 30から 2次減速機構を介して後輪に伝達されて、後輪が回転駆動される。

内燃機関 Eにおいて、ピストン 8との間に燃焼室 10を形成するシリンダへッド 3には、図 1に示すように、燃焼室 10にそれぞれ連通する吸気ポート 33および排気ポート 34が設けられ、さらに吸気ポート 33の、燃焼室 10側の開口である吸気口 33aを開閉する吸気弁 35、そして排気ポ一ト 34の燃焼室 10側の開口である排気口 3 4aを開閉する排気弁 36が設けられる。そして、吸気ポート 33の上流側であるシリンダへッド 3側面の開口には、図示されないスロットル弁により流量制御された空気が流通する吸気管 37が接続され、該吸気管 37には、吸気口 33aに向かって燃料を噴射して混合気を形成する燃料噴射弁 39が設けられ、また排気ポ一ト 34の下流側であるシリンダヘッド 3側面の開口には排気管 38が接続される。また、燃焼室 10に臨んで、燃焼室 10内の混合気に点火するための 2つの点火栓 40 (その一方が図 2に示されている）がシリンダへッド 3に装着される。

さらに、シリンダへッド 3に固定された 1対の吸気口ッカ軸 41および排気口ッ力軸 42には、吸気ロッカアーム 43および排気口ッカアーム 44が、それぞれ、その中央部分において揺動自在に支持され、吸気および排気口ッカアーム 43， 44の一端部には、カム軸 13に一体に形成された吸気カム 45, 46および排気カム 45, 46にそれぞれ摺接するローラが設けられ、吸気および排気口ッカアーム 43， 44の他端部は、吸気弁 35および排気弁 36の弁ステムの端部にそれぞれ当接する。そして、吸気および排気カム 45, 46の回転に応じて揺動される吸気および排気口ッカァ一ム 43， 44により、吸気弁 35および排気弁 36が、クランク軸 5と同期して、所定の開閉時期およびリフト量で開弁駆動される。それゆえ、これらカム軸 13、吸気および排気口ッカァ一ム 43， 44および吸気および排気口ッカ軸 41， 42等により動弁装置が構成される。

そして、吸気弁 35および排気弁 36の開閉時期は、内燃機関 Eの、無負荷域から前記スロットル弁の全開時を含む高負荷高回転域に至る全運転域において一定となるように設定され、そのうち吸気弁 35の開弁時期は、排気弁 36とのオーバラップが生じる排気行程の上死点前に設定され、閉弁時期は、吸気行程の下死点前、または該下死点後の圧縮行程にあって、一旦シリンダポア 2a内に吸入された吸気が吸気口 33aを通って吸気弁 35上流の吸気ポート 33に逆流する所定閉弁時期に設定される。一方、排気弁 36の開弁時期は、膨張行程の下死点前に、そして閉弁時期は吸気行程の上死点後にそれぞれ設定される。このため、無負荷域から高負荷高回転域に至る運転域を有する内燃機関 Eは、高負荷高回転域を含むその全運転域において、いわゆるミラ一サイクルで運転され、また吸気弁 35の閉弁時期である前記所定閉弁時期は、内燃機関 Eの後述する最大必要図示出力（indicated power) PRが得られることを前提として、燃料消費率等を考慮して適宜設定されるそして、シリンダポア 2aの径およびピストン 8のストローク量により定まる内燃機関 Eの排気量は、吸気弁 35および排気弁 36が、内燃機関 Eの高負荷高回転域を含む全運転域において前述の開閉時期で開閉される条件の下で、高負荷高回転域において、自動 2輪車を駆動するために必要とされる最大出力となる図示出力の最大値である最大必要図示出力 PRを発生することができる吸入空気量が得られる最小排気量 V。よりも大きい所定排気量 Vに設定される。

この最小排気量 V。は、吸気弁および排気弁が内燃機関の全運転域で一定の開閉時期で開閉され、しかも吸気弁の閉弁時期が、シリンダポアから吸気ポートへの吸気の逆流が殆ど生じない吸気行程の下死点後に設定されて、最大必要図示出力と等しい大きさの最大図示出力（図示出力の最大値）を発生する従来のオット —サイクルで運転される自然吸気式の往復動内燃機関（以下、「等価オットーサィクル機関」という）の排気量に比べて大きい。その理由は、内燃機関 Eでは、前記等価オット一サイクル機関に比べ、吸気弁 35が下死点前に閉弁する、いわゆる吸気弁 35の早閉じ、または吸気弁 35が下死点後に閉弁する、いわゆる吸気弁 35 の遅閉じがなされることで、体積効率が小さくなるからであり、しかもその体積効率の低下による吸入空気量の不足を補うための排気量の増大による機械的摩擦損失の増加分を補償する出力をさらに発生させる必要があるからである。

そして、最小排気量 V。は次のようにして求められる。

先ず、前記等価オット一サイクル機関の排気量を (m³) 、体積効率を 77 , 、最大図示出力（これは、最大必要図示出力に等しい）を発生させるために必要な吸入空気量を Q, (m³) とすると、

Q, =V, * 77, ( 1)

次に、ミラ一サイクルで運転される内燃機関において、その排気量を V₂ (m³ ) 、ミラーサイクルでの運転による体積効率を 7ί₂とすると、吸入空気量を吸入するための排気量 V₂は次式で表される。

V₂=Q, T?₂ =V₁ * (v_l/v₂) (2)

一方、前記等価ォットーサイクル機関の摩擦による機械的摩擦損失動力を P_{S F} , (kW) とすると、そのときの機械的摩擦損失動力 P_{sf l}の摩擦平均有効圧力 p _m (kP a) は、

p_ffln = 120 * P_sn/ (Ν* V,) (3)

となる。なお、 Νは、内燃機関の回転数である。そして、排気量 V₂の内燃機関の機械的摩擦損失動力 P_{sf 2} (kW) は、この摩擦平均有効圧力 p_{mf l}を用いて

P_S f 2 ⁼ _mfi *N*V₂Z120 (4)

となり、排気量の増加分に起因する機械的摩擦損失動力 P_sf (kW) は

i s r ⁼I s f 2一 S M 、

で求められる。

ところで、スロットル弁が全開のとき、ミラーサイクルで運転される前記等価オット一サイクル機関の図示出力（kW) を P_S1とすると、その平均有効圧力 P _rael (kP a) は、次式で表される。

P_fflel = 120 *P_sl/ (N*V,) (6)

そして、機械的摩擦損失が増加したことによる出力低下分を補う排気量 V_f ( m³) は次式で求められる。

V_f = l 20 *P_Sf/ (N*P_mel) (7)

よって、最小排気量 V。（m³) は次式で求められる。

V₀=V₂+V_f (8)

なお、排気量 V_f を加えることで増える排気量に起因する機械的摩擦損失の増加分は僅かであり、無視できる程度のものである。

そして、この実施例では、前記等価オット一サイクル機関に比べて大きな排気量である最小排気量 V。よりも大きな所定排気量 Vを有し、かつ吸気弁 35および排気弁 36が前述の開閉時期で開閉されるミラーサイクルで運転される内燃機関 E の図示出力の最大値である最大図示出力 PM (図 3参照）は、吸 ·排気系の通路径や吸気弁 35 ·お気弁 36の径およびリフト量、圧縮比等の、内燃機関 Eの諸元により決定される一方で、最大必要図示出力 PRは、内燃機関 Eが発生可能な最大図示出力 PMよりも小さくなるように、後述する出力低下手段 65により設定される。さらに、所定排気量 Vは、前記等価オット一サイクル機関の排気量よりも大きく、前記等価ォット一サイクル機関の最大図示出力と等しい最大必要図示出力が得られるときの後述する第 2所定回転数 N2は、前記等価ォットーサイクル機関が最大図示出力を発生するときの機関回転数よりも低い機関回転数とされる。

また、燃料噴射量と点火時期とを制御する制御手段である電子制御ユニット（ E C U) 60には、機関回転数を検出する回転数センサ 61、前記スロットル弁の開度を検出する開度センサ 62、前記スロットル弁下流の吸気圧力を検出する圧力センサ 63、冷却水温度または排気温度を検出する温度センサ 64等の内燃機関 Eの運転状態を検出する検出手段である前記各種センサ 61〜64からの検出信号が入力され、これら検出信号に基づいて、燃料噴射弁 39からは、機関運転状態に応じた噴射量で燃料が噴射され、さらに点火コイル 47での高電圧の発生時期が制御されて、 2つの点火栓 40により、機関運転状態に応じた点火時期で点火が行われる。ここで、内燃機関 Eにおける前記スロットル弁全開時での図示出力と機関回転数との関係を説明するためのグラフである図 3を参照して説明する。式（8 ) で得られる最小排気量 V。よりも大きく設定された所定排気量 Vを有する内燃機関 Eは、図中二点鎖線で示されるように、機関回転数が第 1所定回転数 N1であるときに、最大図示出力 PMが発生する出力特性（実線で示される）を有している。そして、この第 1所定回転数 N1で最大図示出力 PMを発生する出力特性を有する内燃機関 Eにおいて、第 1所定回転数 N1未満の第 2所定回転数 N2、例えば第 1所定回転数 N1の 2 / 3の機関回転数において、最大必要図示出力 PRが得られるように、開度センサ 62で検出される前記スロットル弁の開度が全開で、かつ回転数センサ 61で検出される機関回転数が第 2所定回転数 N2を越えたとき、電子制御ュニット 60での一連の演算処理を行う出力低下手段 65から、燃料噴射弁 39の駆動を停止する信号が出力されて、燃料噴射弁 39からの燃料の供給がカツ卜され、内燃機関 Eの機関出力が低下させられる。ここで、第 2所定回転数 N2は、第 1所定回転数 N1未満であることを前提に、内燃機関 Eが搭載される車種や内燃機関 Eに作用する最大負荷に応じて必要とされる最大必要図示出力 PRが得られるように設定される。

次に、前述のように構成された実施例の作用および効果について説明する。図 3には、理解を容易にするために、内燃機関 Eの所定排気量 Vよりも小さい排気量を有し、最大必要図示出力 PRと等しい最大図示出力 Pmを発生する前記等価オット一サイクル機関の概略の出力特性が破線で示されている。

一般に、内燃機関には、クランク軸、クランクピン、ピストン、動弁装置等の各摺動部における摩擦による機械的摩擦損失と、オイルポンプ、交流発電機等の各種補機を駆動するための補機駆動損失とからなる摩擦損失動力が発生するため、該内燃機関の正味出力は、図示出力から摩擦損失動力を差し引いた値となる。そして、この摩擦損失動力は機関回転数の増加に応じて増加することから、図示出力は、最大図示出力に達するまでは、機関回転数が高くなるほど増加するものの、同時に摩擦損失動力も増加する。

そして、内燃機関 Eの最大必要図示出力 PRが得られる機関回転数、すなわち第 2所定回転数 N2は、前記等価ォットーサイクル機関において最大図示出力 Pmが発生するときの機関回転数 N3よりも低く、それに対応して、内燃機関 Eの摩擦動力損失（実線で示される）において最大必要図示出力 PRのうちの摩擦損失動力 PLM は、破線で示される摩擦損失動力の、前記等価オット一サイクル機関の最大図示出力 Pmのうちの摩擦損失動力 PLmよりも小さいことがわかる。そして、内燃機関 Eと前記等価ォットーサイクル機関とを比較すると、同じ大きさの図示出力のうちの摩擦損失動力は、内燃機関 Eのほうが少なくなつている。なお、内燃機関 E と前記等価ォットーサイクル機関とにおいて、機械的摩擦損失が生じる摺動部は同じ箇所とされ、また補機駆動損失を生じさせる補機は同一とされている。このように、自動 2輪車に搭載された所定排気量 Vの内燃機関 Eは、高負荷高回転域におけるミラーサイクルでの運転により、内燃機関 Eの最大必要図示出力 PRが得られるように、前記等価ォットーサイクル機関に比べて排気量が大きい最小排気量 V_Qよりも大きな所定排気量 Vを有するため、最大必要図示出力 PRを発生させるための吸入空気量が確保されたうえで、内燃機関 Eは、無負荷域から高負荷高回転域を含む、負荷および回転数が大きく変化する全運転域でミラーサイクルで運転されるので、運転域の一部でミラーサイクルによる運転が行われるものに比べて、図示燃料消費率が一層改善される。そのうえ、高負荷高回転域において、自動 2輪車の駆動に必要な最大出力である最大必要図示出力を得るための構造として、シリンダポア 2aの径およびピストン 8のストロークにより決定される排気量を大きくするための構造は簡単であり、部品点数が増加することもないため、内燃機関 Eの生産性が向上し、内燃機関 Eのコスト増を抑制でき、さらに過給装置を設ける場合に比べて内燃機関 Eの重量増を抑制できるので、この点でも燃料消費率が改善される。

回転数センサ 61で検出される機関回転数が第 2所定回転数 N2を越えたとき作動する出力低下手段 65が設けられることにより、第 2所定回転数 N2を適宜設定することで、最大図示出力 PMよりも小さな最大必要図示出力 PRを、第 1所定回転数 N1 未満の任意の機関回転数のときに発生させることができるので、最大必要図示出力 PRの設定の自由度が大きくなり、また、内燃機関 Eが搭載される車種や内燃機関 Eに作用する最大負荷に応じて、コスト増や重量増を招来することなく簡単に最適な大きさの最大必要図示出力 PRを設定できる。その結果、同一の内燃機関 E を異なる車種の自動 2輪車に搭載でき、該自動 2輪車のコストを削減できる。さらに、最大必要図示出力 PRは、内燃機関 Eが発生可能な最大図示出力 PMよりも小さくなるように内燃機関 Eの所定排気量 Vが大きくされることで、内燃機関 Eがミラーサイクルで運転されるにしても、最大必要図示出力 PRが得られる第 2 所定回転数 N2は、ォット一サイクルで運転される前記等価ォッ卜一サイクル機関の最大図示出力 Pmと一致する最大必要図示出力が発生する機関回転数 N3よりも低くなる。すなわち、機関回転数が第 1所定回転数 N1のとき最大図示出力 PMを発生することが可能な内燃機関 Eにおいて、内燃機関 Eの機関回転数が第 1所定回転数 N1未満の第 2所定回転数 N2を越えたとき作動する出力低下手段 65により、最大必要図示出力 PRが得られる。このとき、最大必要図示出力!⁵ Rが発生する第 2所定回転数 N2は、前記等価ォットーサイクル機関において最大図示出力 Pmが発生するときの機関回転数と比べて低い回転数となり、最大必要図示出力 PRのうちの摩擦損失動力 PLMは、前記等価オット一サイクル機関に比べて減少する。したがつて、内燃機関 Eの全運転回転域 Rにおける高回転域で運転されるときにも、図示出力のうちの摩擦損失動力 PLは、前記等価ォットーサイクル機関よりも減少して、その分、正味図示出力が増加し、これにより、正味燃料消費率が改善され、さらに前記高回転域での運転頻度が高いときにも内燃機関 Eの正味燃料消費率が一層改善される。

クランク軸 5の軸端部に設けられた遠心ウェイト 23を備えた発進クラッチおよびロータ 12bを有する交流発電機 12が、クランク軸 5に付加された回転慣性質量（フライホイール）として機能するため、比較的低回転数で回転するクランク軸 5の回転変動が抑制されて、スムーズな運転が可能となる。さらに、内燃機関 Eは前記等価ォット一サイクル機関に比べて低い回転域で運転されることから、低回転数においても確実な伝達力を確保するために、発進クラッチ C1は、前記等価ォットーサイクル機関のものよりも大型とされたり、または前記等価ォットーサイクル機関に使用される遠心ウェイトよりも大きな質量を有する遠心ウェイト 23を備えたものとされるので、回転慣性質量を増加させることができて、前記回転変動が一層抑制される。

また、機関回転数が第 2所定回転数 N2を越えたとき、出力低下手段 65は内燃機関 Eに供給される燃料をカツトするので、点火時期を制御して機関出力を低下させる場合に比べて、燃料消費が少なくなり、燃料消費率が一層改善される。以下、前述した実施例の一部の構成を変更した実施例について、変更した構成に関して説明する。

前記実施例では、出力低下手段 65は、燃料噴射弁 39を制御して、燃料カットを行うものであつたが、燃料噴射量を減量するものであってもよく、また点火時期を最適点火時期から大きく遅角または進角させるか、または点火の停止または間引き点火を行うことで、内燃機関 Eの機関出力を低下させるものであってもよい前記実施例では、内燃機関 Eの所定排気量 Vは、最小排気量 V。よりも大きく設定されたが、内燃機関 Eの所定排気量 Vを最小排気量 V。に等しく設定することもでき、この場合には、最大必要図示出力 PRと最大図示出力 PMとが一致することになる。そのため、最大必要図示出力 PRは、吸 ·排気系の通路径ゃ吸気弁 35 · 排気弁 36の径およびリフト量、圧縮比等の、内燃機関 Eの諸元により決定されるため、出力低下手段 65は不要となる。

前記実施例では、内燃機関 Eは、自動 2輪車に搭載されるものであつたが、内燃機関は、自動 2輪車以外の車両に使用されるものであってもよい。また、内燃機関は多気筒であってもよい。

Claims

請求の範囲

1 . ピストンと、ピストンが往復動自在に嵌合するシリンダと、無負荷域から高負荷高回転域を含む全運転域で一定の開閉時期で開閉される吸気弁および排気弁とを備えた車両用自然吸気式内燃機関において、

前記吸気弁の閉弁時期は、下死点前、およびは前記シリンダ内の吸気が前記吸気弁上流に逆流する下死点後のいずれか一方である所定閉弁時期に設定され、前記内燃機関の排気量は、高負荷高回転域において前記吸気弁が前記所定閉弁時期で閉弁される運転により前記内燃機関の最大必要図示出力が得られる所定排気量に設定されていることを特徴とする車両用自然吸気式内燃機関。

2 . 前記最大必要図示出力は、発生可能な最大図示出力よりも小さく設定されると共に、該最大図示出力が発生する第 1所定回転数よりも低い機関回転数である第 2所定回転数において前記最大必要図示出力が得られるようにされ、一方、機関回転数を検出する回転数センサと、この回転数センサが前記第 2所定回転数を越える機関回転数を検出したとき機関出力を低下させる出力低下手段を備えることを特徴とする請求項 1記載の車両用自然吸気式内燃機関。

3 . 前記ピストンと連結されたクランク軸には、交流発電機および遠心ウェイトを備えた発進クラツチが設けられていることを特徴とする請求項 1記載の車両用自然吸気式内燃機関。

補正書の請求の範囲

[2002年 5月 17日（17. 05. 02) 国際事務局受理：出願当初の請求の範囲

1,2,3は補正された；新しい請求の範囲 4及び 5が加えられた。（2頁） ]

1 . (補正後）ピストンと、ピストンが往復動自在に嵌合するシリンダと、無負荷域から高負荷高回転域を含む全運転域で機関回転数に関わらず一定の開閉時期で開閉される吸気弁および排気弁とを備えた車両用自然吸気式内燃機関において、

前記吸気弁の閉弁時期は、下死点前、または前記シリンダ内の吸気が前記吸気弁上流に逆流する下死点後の所定閉弁時期に設定され、前記内燃機関の排気量は、高負荷高回転域において前記吸気弁が前記所定閉弁時期で閉弁される運転により前記内燃機関の最大必要図示出力が得られる所定排気量に設定されていることを特徴とする車両用自然吸気式内燃機関。

2 . (補正後）前記最大必要図示出力は、発生可能な最大図示出力よりも小さく設定され、該最大図示出力が発生する第 1所定回転数よりも低い機関回転数である第 2所定回転数において前記最大必要図示出力が得られるように、機関回転数を検出する回転数センサと、この回転数センサが前記第 2所定回転数を越える機関回転数を検出したとき機関出力を低下させる出力低下手段とを備えることを特徴とする請求項 1記載の車両用自然吸気式内燃機関。

3 . (補正後）前記ピストンと連結されたクランク軸には、交流発電機および遠心ウェイトを備えた発進クラッチが設けられていることを特徴とする請求項 1 または請求項 2記載の車両用自然吸気式内燃機関。

16

捕正された用紙（条約第 19条)

4 . (追加）前記第 2所定回転数は、前記最大必要図示出力と等しい大きさの等価最大図示出力を発生するォット一サイクルで運転される自然吸気式往復動内燃機関が前記等価最大図示出力を発生するときの機関回転数よりも低く、前記所定排気量は、前記往復動内燃機関の排気量に比べて大きいことを特徴とする請求項 2記載の車両用自然吸気式内燃機関。

5 . (追加）前記第 1所定回転数は、.前記最大必要図示出力と等しい大きさの等価最大図示出力を発生するォット一サイクルで運転される自然吸気式往復動内燃機関が前記等価最大図示出力を発生するときの機関回転数よりも低く、前記所定排気量は、前記往復動内燃機関の排気量に比べて大きいことを特徴とする請求項 2記載の車両用自然吸気式内燃機関。

17 補正された用紙（条約第 19条)