JPH03189322A - オットーサイクルエンジン - 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〉 本発明はオツトーサイクルエンジン、殊にミラーサイク
ルを併用したエンジンにおいて、負荷に応じてノッキン
グ発生限界まで膨脹比を高くして熱効率を高めたオツト
ーサイクルエンジンに関するものである。

〈従来の技術〉 一般によく知られたオツトーサイクルエンジン及びディ
ーゼルエンジンは、ともに圧縮比と膨脹比とを同一に設
定した構造を有している。上記圧縮比は全負荷運転にお
いて発生するノッキングにより制限され、無過給エンジ
ンでは通常１０程度が限界で、従って膨脹比も１０とな
り、シリンダ内で発生した高温、高圧の燃焼ガスは充分
に膨張することなく、有効な仕事量に変換されないまま
高温の排気ガスとして排出され、従って熱効率は低い。

周知の通り、かかる高温の排気ガスは熱効率を低下させ
るばかりでなく、シリンダヘッドの熱応力を高め、亀裂
を発生させ、また排気弁を高温としてその強度を下げ１
時には折損させる。また。

排気ターボ過給の場合、排気タービン、ケーシングなど
に過大な熱負荷を加え信頼性にも悪影響を与えている。

当量比に近い燃料と空気の混合気を吸入するオツトーサ
イクルエンジンにおいて、負荷を低減するためには、絞
り弁によりエンジンの混合気吸入斌を絞ることが行われ
ているが、この絞り弁によるスロットルは部分負荷時の
動力損失を増加させるばかりでなく、圧縮された混合気
の密度の低下、ひいては不完全燃焼または燃焼速度の低
下をもたらし、図示熱効率を低下せしめる。

〈発明が解決しようとする課題〉 圧縮比と膨脹比を同一にする従来公知のオツトーサイク
ルエンジン（以下エンジンと称す）では、前記の如くノ
ッキング現象に制約され、圧縮比の制限、全負荷時の熱
効率の低下、高過ぎる排気温度によるエンジンの信頼性
低下等を生じ、排気ターボ過給の場合には、排気タービ
ンの熱負荷を増大して排気タービン、ケーシングへの高
価な耐熱合金の使用を余儀なくさせている。

また、エンジンの部分負荷時には、圧縮された混合気の
密度の低下、燃焼不良、熱効率の低下が生ずる。しかし
、このとき更に圧縮比を高めて、圧縮温度を高め、良好
な燃焼を生ぜしめて熱効率の向上を図ることは現状では
不可能である。

本発明は上記に鑑み、エンジンの全負荷時の圧縮比をノ
ッキング発生により制約される最大値とし、圧縮比より
大きな膨脹比を設定することによって熱効率を高め、排
気温度を下げるとともに、部分負荷時においては、その
ときのノッキング発生限界まで更に圧縮比を高め、良好
な燃焼による図示熱効率の向上を目的として案出された
ものである。

く課題を解決するための手段〉 前記目的を達成するための本発明エンジンの構成は、エ
ンジンの膨脹比を全負荷時の圧縮比より高く設定し、該
エンジンの吸気通路に、バルブ開閉時期調整装置を備え
たロータリバルブを介装する一方、ノックセンサを設け
、該ノックセンサによりノッキング発生初期にこれを捉
えて、その信号により前記バルブ開閉時期調整装置を介
して前記ロータリバルブの閉時期を早め、実質的圧縮比
を調節することを特徴とするものである６〈作　用〉 上記構成により、エンジンの全負荷時においては、ロー
タリバルブはエンジンの吸気弁と同一閉弁時期で運転さ
れようとするが、このとき圧縮比が膨脹比と同一となっ
て高すぎ、ノッキングを発生する。

前記ノックセンサはこれを直ちに感知し、アクチュエー
タに命じて前記ロータリバルブの弁閉時期を皐め、これ
を吸気行程途中にて閉じ、吸気行程の長さを短縮するか
ら、実質的な圧縮比が低下し、ノッキングが回避される
。このとき、圧縮比は通常のエンジン程度に低下するが
、膨脹比は通常のエンジンより高く、熱効率は改善され
る。

エンジンの部分負荷時には、スロットルバルブを絞るこ
とによって実質圧縮比は低下してノッキングは発生せず
、ロータリバルブの弁閉時期を遅らせて圧縮比を高めら
れるが、ノックセンサのノッキング感知により最適圧縮
比を選択し、ノッキング直前の良好な燃焼状態を維持し
、図示効率を高め、熱効率が改善される。

〈実施例〉 以下、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明する
。

本発明オツトーサイクルエンジンは、基本的には第２図
に示すように、シリンダ１内でピストン２が摺動し、コ
ンロッド３によりクランク軸（図示せず）を回転せしめ
る４サイクルエンジンにおいて、そのシリンダヘッド４
に前記シリンダに臨んで点火栓５を、また吸気口６には
吸気弁７と燃料噴射弁８が、更に排気口９には排気弁１
０とが夫々設置されたもので、前記点火栓５はエンジン
のクランク軸と同期して点火作動を行い、また、吸気弁
７及び排気弁１ｏも前記クランク軸と同期して周知のバ
ルブ開閉機構により開閉されるもので、その開閉時期は
通常のエンジンと同様に設定しである。

前記吸気口６と連通ずる吸気枝管１１の一端には吸気マ
ニホールド１２が設けられ、吸気通路が形成されている
。

前記吸気枝管１１には、制御弁としてのロータリバルブ
１３が配設され、前記クランク軸から歯車伝達機構を介
して駆動されるとともに、その上流には絞り弁１４が配
設されている。

第３図及び第４図は前記ロータリバルブ１３の駆動４ｉ
！構を含む開閉時期調整装置を示し、前記ロータリバル
ブ１３は吸気枝管１１の途中に形成したバルブ体り１ａ
内にロータリバルブ１３とビン１５で固定した駆動軸１
６によって支持されている。

この駆動軸１６は前記バルブ体り１ａ内でロータリバル
ブ１３を挟持するように配設された一対のスリーブ１７
．１８及び単体のスリーブ１９を介して複数のベアリン
グ２０．２１及び２２に支承されており、その一端には
左ねじヘリカルスプラインＬ６ａが形成されている。

２３はクランク軸（図示せず）と歯車機構を介して伝導
連結されたタイミングギヤで、該ギヤ２３と一体の回転
軸２４はベアリング２５．２６を介してエンジンに取り
付けたブラケット２７に支持されるとともに、端部には
右ねじヘリカルスプライン２４ａを形成し、前記左ねじ
ヘリカルスプライン１６ａとの間を、内側に°上記面ス
プラインと噛み合う突起２８ａ、２８ｂを形成した調整
駒２８により連結している。

２９は調整レバーで、軸３０により支持され、一端は前
記調整駒２８の凹部２８ｃに嵌入されている。これによ
って、例えば第３，４図の場合調整レバー２９により調
整駒２８を左方に移動すれば駆動軸１６は回転軸２４に
対して所定の方向に角変位し、調整駒２８を右方に移動
することによって前記と逆方向に角変位させることがで
きる。

このように調整駒２８の軸方向の移動によって駆動軸１
６の回転タイミングを変え、ロータリバルブ１３の開閉
時期が調整される。

なお、ロータリバルブ１３は第２図に示されるように弁
開閉時期を約９０°づつ設定してあり、且つ前記タイミ
ングギヤ２３によってクランク軸回転の１／２の回転速
度で駆動されるようになっている。

一方、エンジンの吸気行程期間はクランク軸回転角度で
約１８０°であり、従ってロータリバルブ１３は吸気弁
７と同様にクランク軸の回転角度では約１８０”の開弁
期間を有する。

第１図は上記開閉時期調整装置をもつロータリバルブを
備えた本発明４サイクルオツトーサイクルエンジンを示
すもので、エンジンＥの外壁にはノックセンサ３１が取
付けである。該ノックセンサ３１は、ノッキングによる
エンジンの振動に感応して信号を発するもので、この信
号は配線３２．３３を介して、電源３４よりの電気エネ
ルギの供給を受けるアクチュエータ３５に伝達される。

上記ノッキング信号を受けたアクチュエータ３５は、ピ
ン３７を固定したロッド３６を左方に押し出し、レバー
２９を軸：３０を中心に時計方向に回転させ、調整駒２
８を右方に押して、前述のようにロータリバルブ１３の
閉弁時期をＶめ、エンジンの実質的圧縮比を低下させる
のである。図中、３９はクランク軸の前端３８に固定さ
れたクランク歯車で、前記タイミングギヤ２３を駆動す
るものであり、４０はＩ［気管である。

次に上記実施例の作動を説明する。

本発明の４サイクルオツトーサイクルエンジンでは、膨
脹比を例えば「１１乃至１６」と通常のオツトーサイク
ルエンジンの「１０」よりも遥かに大きく設定してあり
、全負荷時において、ロータリバルブ１３の閉時期はア
クチュエータ３５によって吸気弁開閉時期と同時期に閉
じられようとするが、圧縮比は膨脹比と同じになり、こ
のままでは圧縮比が高すぎ、エンジン運転開始によって
当然にノッキングを発生する。しかし、このノッキング
の発生は直ちにノックセンサ３１に感知され、その信号
がアクチュエータ３５に伝えられる。

これによって、アクチュエータ３５はロッド３６を動か
し、前記の如くロータリバルブ１３の閉時期を早め、吸
気行程途中にて閉じることになる。

上記経過を第５図のｐ−ｖ線図により説明すれば、吸気
行程の上死点の点１より吸気を始め、下死点の点７で吸
気を終了し、点７より圧縮行程を開始する。このまシ圧
縮すれば点線のように移行し、圧縮上死点においては混
合気は断熱圧縮され、圧縮圧力は点８となり、高すぎる
圧力とそれに伴う高温はノッキングを発生する。このノ
ッキングの発生は直ちにノックセンサ３１により感知さ
れ、その信号に応じてアクチュエータ３５はロータリバ
ルブ１３の閉時期を早めるよう作動するから。

ノッキング感知後の吸気行程途中の点２で吸気通路を閉
じる。従って吸気行程下死点での圧力は点７から徐々に
下がり１点２以降の吸気行程においてはシリンダ内の混
合気は断熱膨脹しつつ体積を増大し、吸気行程下死点に
おいては点３と大気圧以下に圧力が下がる。（なおこの
とき温度も低下する。） 圧縮行程は点３より開始され、点２で圧力が大気圧とな
り、温度もそれに応じて上昇するが、実質的な圧縮行程
は点２より開始され、点４の圧縮」二死点で終了するか
ら、実質的圧縮比は低下し、圧縮圧力は点４と点８より
も低下し、同時に圧縮温度も低下してノッキングが回避
されるのである。

ノンキング限界に例えば圧縮比「１０」を設定した従来
公知のエンジンでは、前記の如く膨脹比も１０となり、
シリンダ内で発生する図示仕事量は第５図点２−４−５
−９−２で囲まれる面積となるが、本発明のエンジンの
場合は、膨脹比が大きいから、図示仕事量は第５図点２
−４−５−６−７−２で囲まれた面積となる。ここで点
２−７−３−２で囲まれる面積、即ち吸気通路の早期閉
鎖によって失われる仕事量は無視できる程度に小さいか
ら、結局、点２−９−６−７−２で囲まれる面積分（影
線部）だけ通常のエンジンより面積、即ち図示仕事量が
大きく、点１−２間で供給された混合気の量、燃料使用
量は同一でありながら熱効率は高まるのである。

上記のように同一燃料量で仕事量が大きいということは
、別の言葉で言えば、点９より更に点６まで膨張すれば
、排気温度は低下し、エンジン各部の熱負荷を低減し得
ると言うことになる。

更に、圧縮比を高めうる大気状態やエンジンの作動状態
、例えば、エンジンの軽負荷運転時のように燃焼室壁温
度が低い場合には、ロータリバルブ１３の閉じ時期を遅
らせ、圧縮比を高めることにより、エンジンＥの吸気量
を増大させ、出力を増加させる機能を本発明のエンジン
は有している。

このことは、例えば自動車の停車からの加速において、
連続高負荷走行時より一時的に高出力を発生し、加速能
力を高めることができることを示している。

次に部分負荷時においては、これを第６図のｐ−ｖ線図
（理解し易いように負圧は正圧の５倍のスケールで記入
した）により説明すると、従来公知のエンジンではスロ
ットルバルブにより吸気を絞り、吸気行程において吸気
圧力は点１０まで低下し１点１２で吸気行程を終了する
。このときの吸気温度は点１より点１０までの断熱膨脹
によって低下するが１点１−１ｏ−１２−１３−１で囲
まれた仕事量によって、換言すれば点１と点１０の圧力
差によって加速された空気の流れは減速されるとき熱に
変換されて再び大気の温度に回復し、点１２の温度は略
大気温度となり１点１２より圧縮行程となり、点１３で
大気圧となり、点１−１３が大気圧換算で吸入した混合
気の量となる。点１４の圧縮」二死点では、全負荷時と
同じ圧縮比、同じ圧縮温度となるが、全負荷時に比し密
度は低く、燃焼速度は遅くなり、ｐ−Ｖ線図は第６図の
１点鎖線の点１４−２３となり、斜線で示した点１４−
１５−２３−１４で囲まれる面積分（影線部）だけ仕事
量は失われ、このときの図示仕事量は点１３−１４−２
３−１８−１９−１３で囲まれた面積となり、熱効率は
低下しているのが現状である。

本発明のエンジンの吸気行程においては、スロットルバ
ルブ１４によって点２０まで吸気圧力を下げ、吸気行程
途中の点２１においてロータリバルブ１３を閉じるが、
ピストン２は更に下降し、混合気は断熱膨脹しつつ圧力
と温度を下げ、点２２で吸気行程下死点となり、圧縮行
程に変り、点２１で再び吸気状態の圧力及び温度となる
。

前述の理由により、点２１の混合気の温度は点１２、即
ち大気温度と略同じで、点２１から実質的な圧縮行程が
始まり、点１４で圧縮行程が終る。

従来公知のエンジンの圧縮行程である点１２−１４に比
し本発明のエンジンの圧縮行程は点２１−１４と長く、
双方のエンジンの燃焼室容積は同一と言う前提からすれ
ば、圧縮比は高く、点１４、即ち圧縮上死点の混合気温
度を高くすることが可能である。このときノックセンサ
３１がノッキングを感知しなければ、アクチュエータ３
５は自動的に更にロータリーバルブ１３の閉弁を遅らせ
ることによって実質的圧縮行程を更に長く、即ち圧縮比
を更に高め、ノックセンサがノッキングを感知して始め
て圧縮比を下げることによって、本発明のエンジンは許
容される最高の燃焼速度で燃焼し、ｐ−ｖ線図で表わせ
ば、点１４−１５−２３となり、更に膨張行程も長く、
点１６まで膨張し、点１７より排気行程に入り、図示仕
事量は点１３−１４−１５−１６−１７−１３で囲まれ
た面積から絞り損失の仕事量である点１−２０−２１−
１３−１の面積を差し引いた面積となる前述したように
、絞り損失の面積は５倍に誇張してあり、絞り損失が本
質的にオツトーサイクルエンジンの部分負荷の熱効率を
下げているのではなく、本発明のエンジンでは部分負荷
においても高い熱効率が得られるのである″。同様に、
始動時においては本発明のエンジンは圧縮比を膨張比ま
で、ロータリバルブ１３の閉弁時期を遅らせることによ
って、高めることが可能で、圧縮温度を高め、低温始動
が容易になるのである。

〈発明の効果〉 本発明は上述の如く、エンジンの膨張比を全負荷時の圧
縮比より高く設定し、該エンジンの吸気通路に、バルブ
開閉時期調整装置を備えたロータリバルブを介装する一
方、ノックセンサを設け、該ノックセンサによりノッキ
ング発生初期にこれを捉えて、その信号により前記バル
ブ開閉時期調整装置を介して前記ロータリバルブの閉時
期を？め、実質的圧縮比を調節するように構成したので
、エンジンの圧縮比はノッキング限界近くに維持され、
高い膨張比によって熱効率を向上させることができる。

また、エンジンの部分負荷では、ノッキングが発生しに
くく、ノックセンサとアクチュエータによりロータリバ
ルブの閉弁時期は遅らされ、ノッキング限界近くにまで
圧縮比を高め、これによって燃焼速度を高め、大きな膨
張比であいまって熱効率を高めることができる。

また１本発明のエンジンの膨張比をディーゼルエンジン
と同程度とすれば、オツトーサイクルの方がディーゼル
サイクルより図示効率が高く、燃焼圧力の低いオツトー
サイクルエンジンの摩擦損失が少ないばかりか、軽いピ
ストン、コンロッド等は更に摩擦損失を軽減し、燃料消
費率をディーゼルエンジンより低下させることができる
。

ディーゼルエンジンはＮＯｘ、ＨＣ，Ｇｏなどの排気量
が三元触媒を使うオツトーサイクルエンジンより多く、
パティキュレートに到っては解決の目途さえついていな
い今日、本発明によるエンジンは熱効率もディーゼルエ
ンジンより高まるばかりか、排出物規制問題をも解決す
ることができるという大きなメリットがある。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明オツトーサイクルエンジンの全体構成図
、第２図は要部断面図、第３図、第４図はバルブ開閉時
期調整装置の断面図、第５図、第６図は本発明エンジン
の性能曲線図である。 １；シリンダ、２；ピストン、 ４；シリンダヘッド、６；吸気口、７；吸気弁、９；排
気口、１０；排気弁、１１；吸気枝管、１２；吸気マニ
ホールド、１３；ロータリバルブ、１４；絞り弁、１６
；駆動軸、 １７．１８．１９；スリーブ、 ２０．２１．２２．２５．２６：ベアリング、２３；タ
イミングギヤ、２４；回転軸、２８；調整駒、２９；調
整レバー ３１；ノックセンサ、３５；アクチュエータ、３６；ロ
ッド。 第３図 ２７ ４ａ 第４図

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. エンジンの膨脹比を全負荷時の圧縮比より高く設定し、
   該エンジンの吸気通路に、バルブ開閉時期調整装置を備
   えたロータリバルブを介装する一方、ノックセンサを設
   け、該ノックセンサによりノッキング発生初期にこれを
   捉えて、その信号により前記バルブ開閉時期調整装置を
   介して前記ロータリバルブの閉時期を早め、実質的圧縮
   比を調節することを特徴とするオットーサイクルエンジ
   ン。