JPH0584818B2 - - Google Patents

Description

請求の範囲 １ シリンダーを有し、このシリンダーはピスト
ンを有し、このピストンは前記シリンダー内部で
移動し、前記シリンダーおよびピストンは燃焼室
を形成し、前記シリンダーに混合気送入用吸気口
と排気口があり、前記吸気口および排気口は前記
シリンダー内部におけるピストンの移動とタイミ
ングをとりながら開閉し、前記吸気口は前記排気
口が開いている間の少なくとも一部の時間開き、
前記吸気口は前記排気口が閉じる前に閉じられる
２サイクル型内燃機関の効率増大方法において、
前記内燃機関の効率増大方法は、燃焼生成ガスを
前記シリンダーから排気口に接続された排気通路
に送り出す段階を有し、前記排気通路は、前記エ
ンジンの選択された速度での運転中に、前記排気
口が開いた時に前記排気通路中の前記ガスに圧力
パターンを形成し、この圧力パターンが前記排気
口の閉じる前にこの排気口に予め定められた圧力
パルスを形成するように、比例した形状であり、
前記内燃機関の出力増大方法は、前記エンジンが
前記選択されたエンジン速度より低速の時に前記
排気通路に冷却材を加える段階と、この加えられ
る冷却材の量を前記エンジン速度の範囲内でエン
ジン速度と関連させて制御することにより前記エ
ンジンの速度範囲内で前記予め定められた圧力パ
ルスを形成するように圧力パターンを維持する段
階とを有することを特徴とする内燃機関の効率増
大方法。 ２ シリンダーを有し、このシリンダーはその内
部で移動しつつ燃焼室を形成するピストンと、混
合気送入用吸気口と、排気口とを前記シリンダー
内に有し、前記吸気口および排気口は前記シリン
ダー内部でのピストンの移動とタイミングをとり
ながら開閉され、前記吸気口は前記排気口が開い
ている間の少なくとも一部の時間開き、前記吸気
口は前記排気口が閉じられる前に閉じる２サイク
ルエンジン型内燃機関の効率増大方法において、
前記内燃機関の効率増大方法は、燃焼生成ガスを
前記シリンダーから前記排気口に接続された排気
通路に送り出す段階を有し、前記排気通路は前記
エンジンが選定された速度での運転中に前記排気
口が開かれることにより前記排気通路内の前記ガ
スに圧力パターンを形成し、この圧力パターンが
前記排気口の閉じられる前に前記排気口に予め定
められた圧力パルスを形成させ得るような比例形
状であり、前記内燃機関の改良方法は前記エンジ
ンがアイドル速度から前記選定されたエンジン速
度までの範囲内で運転されている間、冷却材を前
記排気通路に加える段階と、前記加えられる冷却
材の量を前記エンジン速度の範囲内のエンジン速
度から前記予め選定されたエンジン速度までのエ
ンジン速度と関連させて制御することにより前記
エンジンの前記速度の間での運転中、前記圧力パ
ターンを前記予め定められた圧力パルスを生成す
るように維持する段階とを有することを特徴とす
る内燃機関の効率増大方法。 ３ 前記速度範囲は約1000rpmから前記選定され
たエンジン速度までであることを特徴とする請求
の範囲第２項の内燃機関の効率増大方法。 ４ 前記速度範囲内の速度は約2000乃至3000rpm
であることを特徴とする請求の範囲第２項または
第３項の内燃機関の効率増大方法。 ５ 前記速度範囲内の速度は約2500rpmであるこ
とを特徴とする請求の範囲第２項または第３項の
内燃機関の効率増大方法。 ６ 前記加えられる冷却材の量は、エンジン速度
との関係において次式 N_L＝N_T（T_a／T_n）^0.5 に基づいて制御され、ここに N_Lは冷却材制御時のエンジン速度（単位は
rpm）、 N_Tは選定されたエンジン速度（単位はrpm）、 T_aは供給される冷却材の温度、 T_nは最大の負荷および速度における吐出排気
ガスの温度 であることを特徴とする請求の範囲第１項または
第２項の内燃機関の効率増大方法。 ７ 前記排気通路は、前記予め定められた圧力パ
ルスの圧力を、前記排気口におけるこの圧力パル
スの生成時に前記燃焼室内に残留する圧力より低
くする比例的形状であることを特徴とする請求の
範囲第１項または第２項の内燃機関の効率増大方
法。 ８ 前記予め定められた圧力パルスの圧力が大気
圧より低いことを特徴とする請求の範囲第７項の
内燃機関の効率増大方法。 ９ 前記排気通路は、前記吸気口が閉じられる前
に前記圧力パルスを生成し得る比例的形状である
ことを特徴とする請求の範囲第７項または第８項
の内燃機関の効率増大方法。 １０ 前記排気通路は、前記圧力パルスの圧力が
前記排気口における前記圧力パルスの生成時の前
記燃焼室内在留圧力より高くなるような比例的形
状であることを特徴とする請求の範囲第１項また
は第２項の内燃機関の効率増大方法。 １１ 前記圧力パルスは、前記吸気口が閉じられ
た後であつて前記排気口が閉じられる前に生成さ
れることを特徴とする請求の範囲第９項の内燃機
関の効率増大方法。 １２ 前記排気通路は前記予め定められた圧力パ
ルスをエンジン速度にチユーニングする範囲で生
成させ得る比例的寸法形状であり、前記冷却材は
前記チユーニングする範囲の最大値より低速時に
前記排気通路に加えられることを特徴とする請求
の範囲第１項または第２項の内燃機関の効率増大
方法。 １３ 前記冷却材は前記チユーニングする範囲の
ほぼ最小の速度の時に前記排気通路に加えられる
ことを特徴とする請求の範囲第１２項の内燃機関
の効率増大方法。 １４ 移動するピストンを内蔵して燃焼室を形成
するシリンダーと、このシリンダーに設けられた
混合気送入用吸気口および排気ガス吐出用排気口
とを有し、前記吸気口および排気口は前記シリン
ダー内のピストンの移動とタイミングをとりなが
ら開閉され、前記吸気口は前記排気口が開いてい
る間の少なくとも一部の時間開かれ、前記吸気口
は前記排気口が閉じる前に閉じられる２サイクル
エンジン型内燃機関の効率増大方法において、前
記内燃機関の効率増大方法は排気ガスを前記排気
口からこの排気口に接続された排気通路に送り出
す段階を有し、前記排気通路は前記エンジンが選
定された第１速度範囲で運転中に前記排気口が開
いた時に前記排気通路中の前記排気ガスを圧力パ
ターンに形成し、この圧力パターンは、前記排気
口に、前記吸気口が閉じる前に低圧パルスを生成
し、前記吸気口が閉じ、かつ前記排気口が閉じる
前に高圧パルスを生成することができるようほ、
前記排気口に比例する寸法であり、前記内燃機関
の出力増大方法は、選定された第２速度範囲より
高圧であり前記選定された第１速度範囲より低圧
である排気通路中の排気ガスの温度を制御し、そ
れにより前記圧力パターンを前記選定された第２
速度範囲より高圧に維持するために前記排気通路
に冷却材を加える段階を有することを特徴とする
内燃機関の効率増大方法。 １５ 移動するピストンを内蔵して燃焼室を形成
するシリンダーと、このシリンダーに設けられた
混合気送入用吸気口および排気ガス排出用排気口
とを有し、前記吸気口および排気口は前記シリン
ダー内のピストンの移動とタイミングをとりなが
ら開閉され、前記吸気口は前記排気口が開いてい
る間の少なくとも一部の時間開き、前記吸気口は
前記排気口が閉じる前に閉じられる２サイクルエ
ンジン型内燃機関の効率増大方法において、前記
内燃機関の効率増大方法は排気ガスを前記排気口
から前記排気口に接続された排気通路に送り出す
段階と、前記排気通路が前記排気口に比例する寸
法であり、前記エンジンの選定された速度での運
転中に、前記排気口が開いた時に前記排気通路中
の排気ガスに圧力パターンが形成され、この圧力
パターンは前記吸気口が閉じた後、前記排気口が
閉じられる前に前記排気口に高圧パルスを生成す
る段階と、前記エンジンの前記選定された速度よ
り低い速度範囲で前記圧力パターンを前記速度範
囲に維持するように前記排気通路内の排気ガスの
温度を制御する段階を有することを特徴とする内
燃機関の効率増大方法。 １６ 前記排気ガスの温度が制御される速度範囲
の下限は次式 N_L＝N_T（T_a／T_n）^0.5 により制御され、ここに N_Lは冷却材制御時のエンジンの速度（単位は
rpm）、 N_Tは選定されたエンジン速度（単位はrpm） T_aは冷却材供給温度、 T_nは最大荷重速度における背後の排気ガスの
温度 であることを特徴とする請求の範囲第１４項また
は第１５項の内燃機関の効率増大方法。 １７ ２サイクルエンジン型内燃機関において、
前記内燃機関は移動するピストンを内蔵して燃焼
室を形成するシリンダーと、このシリンダーに設
けられた混合気送入用吸気口および排気ガス排出
用排気口とを有し、前記吸気口および排気口は前
記シリンダー内のピストンの移動とタイミングを
取り、前記吸気口は前記排気口が開かれている時
間の少なくとも一部の時間開かれ、前記吸気口は
前記排気口が閉じられる前に閉じられ、前記内燃
機関は前記排気口に接続された排気通路を有し、
この排気通路は寸法的に比例した形状であり、前
記内燃機関が選択された速度で運転されている
間、前記排気口が開かれた時に前記排気通路中の
排気ガスに圧力パターンを形成し、この圧力パタ
ーンは前記排気口が閉じられる前にこの排気口に
予め定められた圧力パルスを生成し、前記内燃機
関は、前記内燃機関が前記選択された速度より低
速で運転されている時に前記排気通路に冷却材を
供給する装置と、内燃機関の速度範囲内で前記圧
力パターンを維持できるように前記速度範囲内の
内燃機関の速度と関連させながら前記冷却材の供
給量を制御する装置とを有することを特徴とする
内燃機関。 １８ 前記冷却材を供給する装置は前記内燃機関
のアイドル速度から前記選定された速度までの速
度範囲で冷却材を供給し得るよう取り付けられる
ことを特徴とする請求の範囲第１７項の内燃機
関。 １９ 前記排気通路は吸気口が閉じられた後、排
気口が閉じられる前に前記圧力パルスを生成する
ように比例的形状であることを特徴とする請求の
範囲第１７項または第１８項の内燃機関。 ２０ 排気通路内の排気ガスに供給する冷却材を
規制する前記装置は、前記圧力パターンが前記内
燃機関の冷却材供給時の速度から前記選定された
速度までの範囲で維持されるように装着され、前
記選定される速度N_Tは次式 N_L＝（T_a／T_n）^0.5N_T により制御され、ここに N_Lは冷却材供給時の内燃機関の速度、 N_Tは選定される内燃機関の速度、 T_aは冷却材の供給温度、 T_nは最大負荷速度における背後の排気ガスの
温度、 であることを特徴とする請求の範囲第１７項乃至
第１９項の何れかの内燃機関。 ２１ ２サイクルエンジン型内燃機関において、
前記内燃機関は移動するピストンを内蔵して燃焼
室を形成するシリンダーと、このシリンダーに設
けられた混合気送入用吸気口および排気ガス排出
用排気口とを有し、前記吸気口および排気口は前
記シリンダー内のピストンの移動と関連づけて開
閉されるように配設され、前記吸気口は前記排気
口が開いている時間の少なくとも一部分の時間開
かれ、前記吸気口は前記排気口が閉じられる前に
閉じられ、前記内燃機関は前記排気口に接続され
た排気通路を有し、この排気通路は、前記排気口
に比例する寸法であり、前記内燃機関が選定され
た速度で運転されている間、前記排気口が開かれ
た時に前記排気通路内の排気ガスに圧力パターン
を形成し、この圧力パターンは前記排気口が閉じ
られる前にこの排気口に低圧パルスを生成し、前
記吸気口が閉じられた後であつて前記排気口が閉
じられる前に高圧パルスを生成し、前記内燃機関
は前記排気通路の排気ガスの温度の制御装置を有
し、この制御装置は前記選定された速度より低速
の範囲で前記圧力パターンを維持するために前記
選択された速度より低速の範囲で前記排気通路の
排気ガスの温度を制御することを特徴とする内燃
機関。 ２２ ２サイクルエンジン型内燃機関において、
前記内燃機関は移動するピストンを内蔵して燃焼
室を形成するシリンダーと、このシリンダーに設
けられた混合気送入用吸気口および排気ガス排出
用排気口とを有し、前記吸気口および排気口は前
記シリンダー内のピストンの移動とタイミングを
とりながら開閉するように配設され、前記吸気口
は前記排気口の開いている時間の少なくとも一部
の時間開かれ、前記排気口が閉じられる前に閉じ
られ、前記内燃機関は前記排気口に接続された排
気通路を有し、前記排気通路は前記排気口と比例
する寸法であり、前記内燃機関が選択された第１
速度範囲で運転される時に前記排気口が開かれた
時に前記排気通路の中の排気ガスに圧力パターン
を与え、この圧力パターンの排気ガスは前記吸入
口が閉じられる前に前記排気口で低圧パルスを生
成し、前記圧力パターンの排気ガスは前記吸気口
が閉じられた後であつて前記排気口が閉じられる
前に高圧パルスを生成し、前記内燃機関は前記排
気通路の排気ガスの温度の制御装置を有し、こ制
御装置は前記圧力パターンを前記内燃機関の選択
された第２速度範囲で維持するために前記排気通
路内の排気ガスの温度を前記内燃機関の選択され
た第１速度範囲より低い前記第２速度範囲で制御
することを特徴とする内燃機関。 技術分野 本発明は内燃機関に係り、特にその排気の方法
および装置に関する。本発明は２サイクルの往復
動型、ロータリー型またはピストン回転振動型の
スパーク点火式または圧縮点火式の各種タイプの
エンジンに応用できるものであるが、特に２サイ
クルの往復動エンジンに適するものである。 背景技術 娯楽用の小型船に搭載され、冷却水をエンジン
の下流側の排水管に排出する構造のエンジンの作
動に関しては周知である。この構造は冷却水の排
出経路として便利であり、排気管の冷却と出火防
止を兼ねる利点がある。 また、２サイクルエンジンに、「チユーニング
される排気装置」として周知の排気装置を使用す
れば利点の多いことも周知である。 クランクケース掃気型の２サイクルエンジン
は、機械的に極めて単純ではあるが、構造上、過
渡的なガスの流れの特性が複雑になる。エンジン
の性能はチユーニングされる排気装置を使用すれ
ば顕著に改善することができる。その理由は、エ
ンジンの速度が比較的限定される場合でさえも、
そのエンジンの排気口の圧力時間履歴を好ましく
することができるからである。そのエンジンも前
記以外の速度では前記圧力時間履歴は好ましくは
ならない。それはチユーニングされる排気装置で
もチユーニング範囲外では好ましくない圧力変動
を生ずるからであり、その場合、チユーニングさ
れる排気装置は、エンジンの排気口が開いている
間、排気ガスの流れの特性に影響を与えるだけで
ある。 排気ガスの流動特性は、そのエンジンの排気行
程の１サイクルを検討すれば明らかにすることが
できる。排気口が開く時（EPO）から吸気口が
開く時（TPO）までの間で、エンジンのシリン
ダーの中の高温高圧の燃焼生成ガスは排気口から
排出される。排気口が開いている間に吸気口が開
かれ、クランクケースの中で圧縮された新鮮な混
合気が吸気口からほとんど静止状態にあるシリン
ダの中に流入する。この流入する混合気のうち、
排気口から流出する直接損失はクロスオーバー損
失または短絡とも言われ、この直接損失は吸気口
の形状および方向を工夫することにより最少に保
つことができる。極く最近の高出力２サイクルエ
ンジンでは、排気口と吸気口とが開いている時に
行なわれる掃気行程で、新鮮な混合気と残留する
燃焼生成ガスとが或る程度混じり合い、そのため
に混合気が燃焼生成ガスによつて稀釈されるが、
同時にこの燃焼生成ガスも混合気によつて冷やさ
れる。この混合気の吸入はシリンダ内の圧力とク
ランクケースの圧力が平衡するまで続けられる。 前記エンジンのピストンが（下死点を通過し
て）上行行程を開始すると、多くのフアクターが
絡み合うために、上記稀釈された新鮮な混合気が
排気口から逃げるし、吸気口から逆流することも
ある。 前記フアクターには、 イ シリンダーから排気口に向かうガスの移動の
継続と、 ロ ピストンの上行移動の継続による新鮮な混合
気の排気口からの流出、 とが含まれる。 吸気口が閉じられた後（TPC）は、吸入され
た混合気の損失は排気口から出る分のみとなる。
排気口が閉じられた後（EPC）は、シリンダー
内に閉じ込められた新鮮な混合気は、エンジンの
出力トルクを増加させ、その増加の程度は、その
混合気の吸入圧力、温度、および純度によつて決
まる。 EPC時の圧力は、第１に排気マニホールドで
強められる全背圧によつて決まり、第２にその排
気口における流体力学的分圧によつて決まり、第
３に（量的には少ないが）排気口と吸気口が流出
制限オリフイスとして作用するために生ずる過大
圧力によつて決まる。シリンダー内の混合気の温
度は、周囲の温度、すなわち排気ガス残留量と、
吸気管、クランクケース、吸気口、シリンダーラ
イナー、およびピストン等からの強制対流および
放射により伝達される熱量の程度によつて決ま
る。 すでに説明したように、２サイクルエンジンは
チユーニングされる排気装置によつて性能が向上
し、膨張室を有するチユーニング式排気装置は５
つの部分より成り、この５つの部分は、第１図に
示すように、排気ヘツダー管１０、末広がり形の
円錐部１１、排気チヤンバ１２、先細り形の円錐
部１３および排気管１４である。 チユーニング式排気装置は、排気口の圧力が低
い時、すなわち排気口が開き吸気口が閉じる前
と、排気口の圧力が高くなる時、すなわち吸気口
が閉じてから排気口が閉じるまでの間、作動す
る。 排気口が開けば直ちに前記シリンダー内の高圧
ガスが放出されて圧力変動波面を形成し、この波
面は高速で排気口および排気装置を通過する。こ
の波面が末広がり形の円錐部１１に達すると、ガ
スの膨張は反転し、すなわち負の圧力変動波（減
圧状態）となり、この波面は前記排気口部まで戻
る。排気装置のヘツダー管１０および末広がり形
円管部１１は、前記戻る波面が排気口に達した時
にこの排気口を塞ぐ構造である。このようにして
排気口を通るガスの圧力が低下し、排気ガスがシ
リンダーから掃気され易くなる。前記戻り波面
は、一般に「掃気パルス」と呼ばれている。 前記最初の圧力変動波は、或る程度減衰しなが
ら 前記排気装置の中を移動し、先細り形の円錐
部１３に到達するとこの円錐部の端部を或る程度
ふさぐ作用をし、この圧力変動波面は反射して正
の圧力変動波面となる。この正の圧力変動波は前
記排気口まで戻り、この排気口の圧力を高めてシ
リンダーからのガスの流出を妨げ、さらにこのシ
リンダーの中まで遡ることもある。前記正の圧力
変動波の反射は膨張室１２および先細り円錐部１
３の形状に支配され、この膨張室１２と円錐部１
３の形状は、前記戻る正の圧力変動波を排気部
に、吸気口閉鎖後、排気口開放前に到達させるよ
うに選定される。この戻る正の圧力変動波は一般
に「閉塞パルス」と呼ばれている。 前記排気装置のパラメータを適当に組み合わせ
ることにより、前記掃気パルスがEPOからTPC
までのに新鮮な混合気をシンリダーの中に導入
し、閉塞パルスがTPCからEPCまでの間に前記
導入された混合気をシンリダーの中に保持するの
で、過給気効果が生ずる。膨張室がチユーニング
速度で形成する典型的な圧力時間曲線を第２図に
示す。 前記好ましい排気部の圧力時間曲線の利点は、
要約すれば次のとおりである。 １ クランクケースから吸気口を経てシリンダー
に入る新しい混合気の吸入は掃気パルスが行な
う。 ２ ピストンの移動によるクランクケースからシ
リンダーへの混合気の送入の他に、掃気パルス
が混合気をそのシリンダーにさらに送入させ
る。混合気の送入比率が一定で増加するので、
シリダー内の混合行程によつて混合気の純度が
向上する。 ３ TPCからEPCまでの間に排気部から逃げる
混合気の損失はプラグパルスによつて最少にお
さえられる。或る条件のもとでは、排気口から
排気装置に逃げる混合気は、前記プラグパルス
によつて強制的に押し戻される。この過給気効
果（シリンダー内圧がEPC時に外囲圧力より
高くなる作用）およびこれに続くシリンダー内
での混合気捕捉率の向上によつて、燃費および
エンジン出力が向上する。 ４ クロスオーバー損失が限定されるので燃料の
損失を大幅に減少させることができる（通常、
均一混合気送入型２サイノルエンジンにおける
燃料損失は主として、いわゆる短絡化によつて
生ずる） 前記圧力変動パルスが適時に排気口に到達する
ことにより、エンジンの速度、排気装置各部の長
さ、および前記パルスの排気装置内部での伝播に
直接的な影響が表れる。チユーニング速度の排気
においてのみ、前記パルスは正しいタイミングで
排気口に到達する。エンジンの性能はチユーニン
グされない状態では著しく低下する。チユーニン
グされた排気装置が取り付けられた２サイクルエ
ンジンの特性は、出力トルク曲線がやや「ピー
ク」状であり、この出力トルクのピークは排気装
置に、チユーニング速度時に表われ、このチユー
ニング速度の上および下では出力トルクが急速に
減衰する。エンジンの作動に２つのチユーニング
しない期間があることは大きい長所である。この
チユーニングしない期間はエンジンの速度がチユ
ーニング速度より大きい期間と小さい期間であ
る。 チユーニング速度より高速の時には、掃気パル
スTPCからEPCの中まで延び、プラグパルスは
排気口が閉じた後に排気口に到達するので利かな
い。従つて前記パルスは排気口からの混合気の逃
げを助長し、EPC時の混合気の密度を下げる。
そのためにチユーニング速度の時よりも燃費が悪
くなり出力も下がる。 チユーニング速度より低速の時には、閉塞パル
スは吸気口の閉鎖前で排気口が閉じた後に排気口
に到達するので、無視できない影響が表われる。
すなわち、 １ 閉塞パルスが掃気行程を妨げ、 ２ シリンダー内に残留する燃焼生成ガスと新し
い混合気との混合が助長されるので吸入された
混合気の純度が下がる。 チユーニングされた排気装置は、必要に応じ、
チユーニング速度におけるエンジンの性能を非チ
ユーニング状態におけるエンジンの性能に近づけ
るような構造にすることがある。末広がり形の円
錐部と先細り形の円錐部が異る断面積を有する場
合には、その断面積の比率によつて圧力変動の幅
と時間が決まる。一般に、圧力変動の幅と時間と
の間には二者択一的関係がある。圧力変動波の周
期が長ければチユーニング速度におけるエンジン
の出力トルクの幅が広がり、前記周期が短かけれ
ばチユーニング速度におけるエンジンの出力トル
クが最大になり易い。一般的に、エンジンの所要
出力トルクの幅を広げれば、チユーニングされた
排気装置の形状の選択幅が限定され、従つて出力
トルクの幅を適当にするために最大出力トルクを
或る程度犠牲になることがある。 チユーニングされた排気装置のチユーニング時
間によつて、適当な圧力変動が生ずるエンジン速
度の幅が決まる。 圧力パルスの伝播速度は、圧力パルスが如何な
るものであつても、前記衝撃波の速度に直接支配
される。この速度は伝播する部分の媒体の速度と
音速のベクトル和である。負荷を最大にするため
の前記媒体速度の代表的な値は150m／秒であり、
同様に前記音速の代表的な値は600m／秒である。
音速は流体の速度の平方根に比例する。それ故、
前記排気温度を変えて前記圧力のパルスの排気口
への到達時点を制御し得る装置を提供することが
できる。 発明の開示 本発明の目的は、２サイクルエンジンの排気装
置の排気ガスの温度を制御して、排気口に所要の
圧力を生じさせ得るエンジンの速度範囲を広げる
ことができる方法およびこの方法を実施するため
の２サイクルエンジン用排気装置を提供すること
にある。 前記目的は、内燃機関が２サイクルエンジンで
あり、この内燃機関は移動するピストンを内蔵し
て燃焼室を形成するシリンダーと、このシリンダ
ーに設けられた混合気送入用吸気口および排気ガ
ス排出用排気口とを有し、前記吸気口および排気
口は前記シリンダー内のピストンの移動とタイミ
ングをとりながら開閉するように配設され、前記
吸気口は前記排気口が開いている間の少なくとも
一部分の時間開かれ、前記排気口が閉じる前に閉
じられ、前記内燃機関は燃焼生成物である排気ガ
スを前記シリンダーから排気通路に送り出す段階
を有し、この排気通路は、前記排気口に接続さ
れ、前記排気口に比例する寸法であり、前記内燃
機関が選択された速度で運転されている間、前記
排気口が開かれた時に前記排気通路内の排気ガス
に圧力パターンを与え、この圧力パターンの排気
ガスは前記排気口が閉じられる前に前記排気口で
予め定められた圧力パルスを生成する形状寸法で
あり、前記内燃機関はこの内燃機関の速度が前記
選択された速度より低速の時に前記排気通路に冷
却材を入れる段階を有し、前記内燃機関は前記排
気通路に入れられる冷却材の量を前記内燃機関の
速度に関連させて制御する段階を有し、この制御
は前記圧力パターンを維持する内燃機関の速度範
囲内でこの圧力パターンの排気ガスが前記速度範
囲で前記予め定められた圧力パルスを生成するこ
とにより行われる内燃機関によつて達成される。 前記冷却材は前記内燃機関のアイドル速度から
選択された速度までの速度範囲で排気通路へ入れ
られ、この入れられる冷却材の量は内燃機関速度
が前記速度範囲内で低速になる程増やされ、前記
選択された内燃機関速度でゼロになるようにする
のが便利である。 前記冷却材の供給の制御は、前記内燃機関の速
度が次式 N_L＝N_T（T_a／T_n）^0.5 で与えられる値に達した時に、開始するのが好ま
しい。ここに、 N_Lは冷却材制御開始時の内燃機関速度、 N_Tは選択された内燃機関速度、 T_aは冷却材の供給温度、 T_nは最大負荷速度における吐出排気ガス温度
である。 冷却材の供給量は前記選択された内燃機関速度
でゼロになるようにほぼ一定の比率で減らされ、
前記排気通路は所望の圧力パターンを形成できる
形状である。前記排気通路は冷却材の供給がなく
とも所要の圧力パターンを形成できるが、その場
合には内燃機関の速度範囲がかなり狭くなるので
冷却材の供給を前記速度範囲内で終らせ、好まし
くは前記速度範囲の最小限で終らせる。 前記冷却材の供給量は前記冷却材の供給減少開
始速度まではほぼ一定に保つ。その理由は、この
速度を、前記排気通路が前記冷却材の供給温度と
ほぼ同じ温度で前記排気ガスに所要の圧力パター
ンを与える速度にするのが好ましいからである。
従つてこの速度より低速では前記排気ガスをさら
に冷却し得ないが、これは都合のよいことであ
る。前記冷却材は、通常、水であり、その温度は
ほとんどの場合大気温である。さらに低速になれ
ば、冷却材の供給量を徐々に減らす。それは排気
ガスの量が減り、排気ガスを大気温度まで冷却す
るために必要な冷却材の量が減少するからであ
る。 本発明の他の実施態様によれば、２サイクルエ
ンジン内燃機関の運転条件を改良して出力を増大
させる方法を提供することができる。この内燃機
関は移動するピストンを内蔵して燃焼室を形成す
るシリンダーと、このシリンダーに設けられた混
合気送入用吸気口および排気ガス排出用排気口と
を有し、前記吸気口および排気口は前記シリンダ
ー内のピストンの移動とタイミングをとりながら
開閉するように配設され、前記吸気口は前記排気
口が開いている間の少なくとも一部の時間開か
れ、前記排気口が閉じる前に閉じられる構造であ
り、前記出力を増大させる方法は前記排気ガスを
前記排気口からこの排気口に接続された排気通路
に送り出す段階と、前記排気通路が前記排気口に
比例する寸法であり、前記内燃機関の選択された
第１速度範囲での運転中に、前記排気口が開いた
時に前記排気通路中の排気ガスに圧力パターンを
形成させ、この圧力パターンの排気ガスは前記吸
気口が閉じられる前に前記排気口で低圧パルスを
生成し、前記吸気口が閉じられた後であつて前記
排気口が閉じ終る前に高圧パルスを生成する段階
と、冷却材を前記排気通路に入れて前記排気通路
中の排気ガスの温度を制御し、この制御によつて
選択された第２速度範囲の前記排気ガスの温度を
前記選択された第１速度範囲の排気ガスの温度ま
で下げ、この制御によつて前記圧力パターンを前
記選択された第２速度範囲に維持する段階とを有
する。 また本発明によつて、移動するピストンを内蔵
して燃焼室を形成するシリンダーと、このシリン
ダーに設けられた混合気送入用吸気口および排気
ガス排出用排気口と、排気通路とを有し、前記吸
気口および排気口は前記シリンダー内のピストン
の移動とタイミングをとりながら開閉するように
配設され、前記吸気口は前記排気口が閉じる前に
開かれ、前記排気通路は前記排気口に接続された
２サイクルエンジン型内燃機関を提供する。前記
排気通路は、前記内燃機関が選択された速度で運
転される時に、前記排気口が開いた時に前記排気
通路中の排気ガスに圧力パターンを形成させ、こ
の圧力パターンの排気ガスが前記排気口で前記排
気口が閉じる前に予め定められた圧力パルスを生
成するように前記排気口に比例する寸法である。
冷却材を前記排気通路の中で前記排気ガスに入れ
る装置が設けられ、この装置は前記内燃機関の速
度が前記選択された速度より遅い時に前記冷却材
添加を行ない、その添加量を前記内燃機関の速度
範囲内の速度と関連させることによりその速度範
囲内で前記圧力パターンを維持する。 前記冷却材は内燃機関のアイドル速度から前記
選択された速度までの速度範囲内で添加される。

【図面の簡単な説明】

第１図はチユーニングされる排気装置が取り付
けられた典型的な２サイクルエンジンの略図、第
２図は前記エンジンに取り付けられたチユーニン
グされる排気装置のチユーニングされた速度で開
かれている時の圧力時間曲線、第３図は前記排気
装置内に噴射される水の量とエンジンの速度との
関係を点綴したグラフ、第４図はエンジンが速度
3000rpm、部分負荷の状態において、排気装置内
への水噴射を行なつた場合および水噴射を行なわ
ない場合の前記排気装置の排気口の直ぐ下流側の
部分の排気圧とクランク角度との関係を表わすグ
ラフ、第５図は排気装置内への水噴射の実施時お
よび非実施時の、スロツトルを広く開いた時のエ
ンジン出力とエンジンの速度との関係を示すグラ
フ、第６図は排気装置内への水噴射の実施時およ
び非実施時の、スロツトルを広く開いた状態にお
ける前記エンジンの出力トルクと制動比燃費との
関係を示すグラフ、第７図は小型船の負荷曲線に
ほぼ従つて運転する前記エンジンの制動比燃費と
出力トルクとの関係を示すグラフ、第８図は比較
基準用船舶用エンジンの前記水噴射の実施時およ
び非実施時の燃費の変化を示す図、第９図は第８
図のエンジンの改良された水噴射型排気装置の水
噴の実施時および非実施時の燃費の変化を示す
図、第１０図は本発明の１実施例である排気装置
の一部を含む船舶用舷外機型エンジンの脚部の断
面図、第１１図は前記排気装置に対する水の流量
の制御に適する水量制御装置の断面略図である。 発明を実施するための最良の形態 以下、本発明の実施例を、図を用いて説明す
る。 第１図において、従来の２サイクルエンジン５
はシリンダー６を有し、このシリンダー６の中で
ピストン７が往復運動をする。シリンダー６の壁
に排気口８と吸気口９が設けられる。この吸気口
９は通路１５を介してクランクケース１６に接続
される。導入部１７はリード弁１８を有する。前
記エンジンは従来のクランクケース内圧縮方式の
２ストローク作動を行なう。この作動については
周知であるから説明を省略する。 前記吸気口および排気口は、シリンダー内で往
復運動する前記ピストンによつて開閉される。こ
の吸気口および排気口の開閉の典型的なタイミン
グを、次表 クランク角度（単位は度） 下死点 ０ 吸気口閉塞 60 排気口閉塞 90 上死点 180 吸気口開口 270 排気口開口 300 に示す。 膨張室型排気室装置は排気口８から延びて、す
でに説明したようにチユーニングされた性能を有
する。このような排気装置を選択されたエンジン
速度にチユーニングさせる装置の構造は周知であ
るから、細部の説明を省略する。 エンジン速度4000rpmに合わせた典型的な排気
装置の寸法を、次表に示す。

【表】 この形状の排気装置は、エンジンの速度範囲が
3500乃至4600rpmの場合にエンジンの出力トルク
を増大させる。 すでに説明したように、排気温度が変化すれば
排気ガスの音速が変化する。従つて、排気ガスの
温度を変化させることにより、その排気ガスの圧
力の時間的変化すなわち圧力パターンを制御する
ことができる。それ故、冷却材たとえば水を排気
装置に導入して排気ガスの温度を変化させれば、
排気装置をチユーニングさせ得るエンジンの速度
を引き下げることができる。 前記排気装置をチユーニングできる速度よりも
エンジンの速度が小さい時には、シリンダーの排
気口の近傍の排気に混入された水は、水滴となり
排気ガスの熱を受けて蒸発するので、排気ガスの
温度が下がる。排気ガスの温度の変化を音速の変
化と等しくするためには水の流量を変えればよ
く、この流量をエンジンの速度に追随するように
制御すれば、排気ガスの温度はエンジンの速度に
対応し、音速を所期の値にし、従つて排気装置を
チユーニングした状態にすることができる。 このように排気ガスの圧力時間曲線を制御すれ
ば、すでに説明したように掃気パルスと閉塞パル
スが前記エンジンの吸気口および排気口の開閉時
間に合せて所望の時間に排気口に到達する。この
ようにするために、前記水の流量を漸減し、前記
エンジンが排気装置の速度にチユーニングした時
に前記送水を止める。 前記水の流量とエンジンの速度との典型的な関
係を第３図に示す。この図は、速度4000rpmに自
然にチユーニングする排気装置の場合である。 エンジンの速度が1000乃至2500rpmの範囲内に
ある時は水の噴射量を18ｇ／秒まで漸増し、エン
ジンの速度が2500乃至約3800rpmの時には水の噴
射量を図に示すグラフの線に沿つて０乃至18ｇ／
秒の範囲内で変化させ、エンジンの速度が
3500rpmを越えた時には水を噴射しない。計算の
結果によれば、エンジンの速度が2500rpmより低
い場合には、排気温度を大気温度近くまで下げる
ために、第３図のグラフに示すようにエンジンの
速度に応じて水の量を漸減させる必要があり、エ
ンジンが2500rpmの時は18ｇ／秒の水を加えるの
が最適である。排気装置の実際にチユーニングす
る速度が4000rpmであつても、この速度は
3800rpmに十分近似と見なし得るから、排気ガス
の音響特性すなわち音速を3800rpmより速いエン
ジン速度に合わせるように変化させる必要がな
く、従つて水は噴射しない。エンジンの速度が
4000rpm以上の時に水を噴射すれば有害な影響が
でる。 排気装置に対する水の噴射量の減少率は、エン
ジンの速度だけを考慮すれば足りる場合には直線
になるが、実際の排気装置ではエンジンの速度以
外のフアクターも考慮しなければならない。実際
の排気ガスの温度は、エンジンの速度の増加に伴
なつて上昇し、エンジンの負荷が増加しても上昇
する。また、点火のタイミングが変化しても排気
ガスの温度は変わる。エンジンの冷却装置、特に
外部排気装置の冷却装置の効率もエンジンの速度
によつて変化する。これは前記排気ガスの温度の
場合と同様である。 前記諸フアクターのために、第３図の水の噴射
量とエンジン速度との関係を表わすグラフは指数
函数曲線にやや類似する形となり、この形は試験
結果に基いてエンジンのタイプ毎に決めるべきも
のである。このような試験の結果の例を第８図お
よび第９図に示す。 第４図に、排気装置に水噴射を行なつた場合と
水噴射を行なわない場合の排気装置の状態を比較
掲示する。曲線Ａは水噴射を行なわない場合を示
し、曲線Ｂは曲線Ａに使用したエンジンに対して
上述のように水を噴射した場合を示す。この試験
における圧力測定は、排気装置の水噴射位置の少
し上流側に圧力トランスデユーサを取り付けて行
なつた。水の噴射によつて改良された排気ガスの
圧力特性は、エンジンの吸気口および排気口の開
閉のタイミングを考慮すれば、前記２つの曲線か
ら明らかである。このタイミングは第１図に示し
たエンジンについて説明したところと同様であ
る。前記２つの曲線は、直径0.9mmの水噴霧ノズ
ル５箇を排気口から約30cm離した位置に取り付け
て水噴霧を行なつた結果である。 第５図に水噴射を行なつた場合と行なわない場
合のエンジンの出力トルクの比較を示す。この２
つの曲線はエンジンの速度を100rpm、2000rpm、
3000rpm、および4000rpmにして測定した結果で
ある。曲線Ｃ１乃至Ｃ４は水噴射を行なわないエ
ンジンについての試験結果である。曲線D1乃至
D4は水噴射を行なつた時の結果であり、水噴射
の条件は、1000rpmで18ｇ／秒、2000rpmで18
ｇ／秒、3000rpmで９ｇ／秒、4000rpmで18ｇ／
秒とした。ただし、点D4はエンジンの実際の運
転とは無関係な測定結果である。これは、
4000rpmは前記排気装置がチユーニングする速度
であり、水噴射すべき速度ではないからである。
この点D4はチユーニングする速度の排気装置に
水噴射した時の逆効果の状況を示すために行なつ
た水噴射試験の結果である。エンジンを適正に運
転し、排気に前記所定の条件で水噴射を行なつた
場合に得られるエンジンの出力トルクは、C1，
Ｆ，D2，D3，Ｅ、およびC4の各点を結ぶ曲線に
ほぼ一致する結果になる。 第６図および第７図は、エンジンの通常の運転
速度においてチユーニングされる排気装置に、制
御しながら水噴射を行なうことにより得られる燃
費向上の状況を示す。 排気装置に対して制御しながら水噴射を行なう
ことにより、エンジンの出力トルクを広い範囲で
向上させることができ、さらに他のフアクターを
変えることによりエンジンの出力トルクのピーク
を改善することができる。そのためには先づ、前
記膨張室を、出力トルク曲線が細く鋭くなること
を覚悟の上で出力トルクのせん頭値を大きくでき
る形状にし、排気に水を噴射して前記せん頭値を
下げることなく出力トルク曲線を平坦化する。第
２に、すでに行なつた説明ではエンジンの低速時
の性能を悪化させるという理由で採用できなかつ
たことであるが、エンジンの出力トルクのせん頭
値を上げるために、排気口と吸気口の開閉のタイ
ミングを厳密に行なう。 それ故、エンジン製造時に、次の３つの事項の
何れかを行なうことにより本発明を実施すること
ができる。 １ 従来の排気装置を備えた現用のエンジンにつ
いて、本発明に基き、同一の比出力で出力幅を
拡げ、排気装置をチユーニングさせるエンジン
の速度を変えずに、従来は非チユーニング範囲
であつた速度範囲で燃費を大幅に改善する。 ２ 現用のエンジンについて、本発明に基き、そ
のエンジンのもともとの特性を変えることな
く、出力トルク曲線の比出力を高めるように改
造する。この方法は負荷速度の全範囲について
燃費を向上させ得る利点がある。 ３ 排気口および吸気口の開閉のタイミングを本
発明に基いて行ない、このタイミング以外のフ
アクターは変えない構造のエンジンにする。 排気装置への水噴射により向上したエンジンの
性能の実測値を第８図および第９図に示す。 通常、プロペラの特性は、そのプロペラが定常
状態で回転し、エンジンが設計最大速度の近傍で
運転されることを前提として、「ストツトルを大
きく開いた」状態に合わせて設定される。このよ
うな負荷と速度に関する特性は従来から小型船舶
負荷曲線として周知である。任意の速度における
エンジンの定常状態での負荷は次式 出力トルク＝Ｃ（Ｎ）^2.5 で求められる。ここに、 Ｃは定数、 Ｎはエンジンの速度、 である。この定数Ｃは次式 Ｃ＝（Tm／Nm）^0.4 で求められる。ここに、 Tmは最大運転速度におけるスロツトルを広く
開いた時の出力トルク、 Nmは最大運転速度 である。 第８図は、標準の60馬力舷外機型船舶用エンジ
ンと、このエンジンに新品の排気装置に水噴射装
置を取り付けたエンジンとについてブレーキ比燃
費を測定した結果を噴射水量対エンジン速度で表
わしたグラフである。 第９図に、前記と同一のエンジンに改良設計を
施した排気装置を取り付けることによりさらに改
善した燃費を示す。この改良設計は、水噴射によ
つて高帯域高出力の利点を十分発揮できるように
したものである。 第１０図に従来の舷外機型船舶用エンジンの排
気通路の断面を示す。この排気通路は、通常、脚
部を有し、この脚部はエンジン（出力ヘツド）と
プロペラ支持部との間で延びる。 前記エンジンからの排気は前記脚部の頂部の調
整された長さの膨張室２１に入る。この膨張室は
下方に延び、その長手方向に断面積が漸増し、前
記脚部の底に近い部分で逆方向に向きを変える。
これはこの膨張室をコンパクトにするためであ
る。前記膨張室は排気ガス出口２３から排気ガス
を排出し、この出口２３から出た排気ガスはプロ
ペラ軸の軸承（図示せず）の周囲を流れ、前記プ
ロペラ（図示せず）を貫流する。水噴射装置２４
は膨張室２１の排気ガス入口の近傍に取り付けら
れ、噴射用水はエンジン冷却装置の給水ポンプか
ら供給される。この水の噴射量は制御装置２５に
より制御される。 膨張室２１に対する水の噴射量を変えるには各
種の方法がある。現用のエンジン給水ポンプの圧
力速度特性はダイヤフラムまたはプランジヤ型の
作動弁にも使用できる。代表的なピストンタイプ
のダイヤフラム型制御装置を第１１図に示す。こ
の制御装置は前記エンジンの水循環ポンプの高圧
側に接続される。エンジンの速度が約2500rpmよ
り遅い時には、前記ポンプが制御空間２６の内部
圧力を高め、この圧力がピストン２８を押すが、
このピストン２８を押す力はばね２９を完全に圧
縮する程強くはない。従つて給水ポンプ３０から
膨張室２１に噴射される水量が最大になる。エン
ジンの速度が2500乃至3800rpmの時には、供給さ
れる水の圧力を上げ、この水の圧力は弁２７がば
ねの力に打ち克つて弁座３１の方に徐々に移動で
きる強さになる。エンジンの速度が約3800rpmの
時には、前記水圧をさらに高め、弁２７を完全に
閉じる強さにして噴射ノズルへの給水を完全に止
める。噴射水量を非直線的に変化させる場合に
は、ばねの偏位率を変化させるか、または１箇以
上のばねを用いて所要の特性にする。これに代り
得る制御方法としては、単純なニードル弁を弁座
に挿入した構造の装置を使用し、従来のエンジン
の気化器のスロツトルリンク機構に取り付けられ
たカムプレートを用いて前記ニードル弁と弁座を
離合させることにより、前記方法と同様に、噴射
水量をエンジンの速度に合わせる。また他の制御
方法としては、エンジンの速度に比例して駆動さ
れる遠心力装置を用いて、第１１図のピストンと
同様に弁を作動させることもできる。 本発明は、水を使用することが多いので、舶用
エンジンに最も適しており、船内搭載エンジンに
も舷外機型エンジンにも使用することができ、中
でも水冷型舶用エンジンに最適である。それは水
を適当な圧力で容易に供給できるからである。し
かしながら、本発明は舶用エンジン以外のもの、
たとえば農業用かんがいや消防ポンプのために駆
動されるエンジンにも適用可能である。また、２
サイクル空冷エンジン搭載の軽飛行機または極く
軽量の航空機の数を増す場合にも適用できる。そ
の理由は、エンジンの出力を上げなければならな
いのは離陸時と離陸直後の上昇時だからである。
この目的のために必要な水量は極く小量で十分で
あり、その航空機に積むことができ、飛行開始後
の最初の何分かの間、排気中に加えれば足りるか
らである。 排気ガス中への水の噴射によつて排気ガスの温
度を下げるのは好ましいことであるが、排気ガス
の温度を下げ得る装置ならば、如何なる装置でも
音速を望むように制御できる。 本発明に到る初期段階およびより実用的見地か
ら考慮していた段階では、排気ガスの音速を冷
却、たとえば上述のように水噴射で制御すること
を考慮したが、前記戻る圧力変動波が所定位置た
とえば排気口に達するまでの時間を長くするよう
に調整された長さの排気装置を使用することも可
能である。この場合、排気ガスを加熱すればその
排気ガスの音速が速くなり、前記戻る圧力変動波
の到達時間も変わる。従つて排気ガスの加熱の熱
量がエンジンの速度により変化することを利用し
て前記戻る圧力変動波の特性を最適化することが
できる。前記加熱を行なうには各種の方法を採用
することができる。たとえば外部に加熱用蛇管を
設ける方法、または水冷ジヤケツトを有する排気
装置の水の流れを、排気ガス中に火炎を導入して
制御する方法等がある。このように、本発明の重
要な特徴は排気ガス温度の制御によつて排気ガス
の音速を制御することにあり、これにより戻る圧
力変動波の所定の位置たとえば排気口への到達時
点、その位置における圧力の大きさ、または（お
よび）その位置までの所要時間を制御することに
ある。このような制御ができる装置であれば、如
何なる装置を用いても本発明の前記好ましい特徴
を具現し、長所を発揮することができる。 本発明は排気弁（すなわちピストンによつて排
気作用を営む弁）の取り付けられていない往復動
型またはロータリー型の２サイクルエンジンに最
も適したものであるが、本発明は排気弁のある４
サイクルまたは２サイクルのエンジンに応用して
も利点の多いものである。その理由は本発明が排
気の低圧パルスの掃気効果を制御できるからであ
る。 本発明は１箇または２箇の燃焼室を有し、排気
ガスを調整された長さの膨張室に排出するタイプ
のエンジンに最適であるが、或る種の多シリンダ
ー型２サイクルエンジン、特にシリンダーが３箇
以上の２サイクルエンジンに見られるような、排
気ガスがパルス状に送り込まれるタイプの排気装
置を有するエンジンに応用しても、前記利点を発
揮することができる（もつとも、その場合には、
前記利点は弱まるが止むを得ない）。