JPS5918230A - 低圧縮比タ−ボ過給圧縮着火エンジン - Google Patents

低圧縮比タ−ボ過給圧縮着火エンジン

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JPS5918230A
JPS5918230A JP57125826A JP12582682A JPS5918230A JP S5918230 A JPS5918230 A JP S5918230A JP 57125826 A JP57125826 A JP 57125826A JP 12582682 A JP12582682 A JP 12582682A JP S5918230 A JPS5918230 A JP S5918230A
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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】 本発明は、高比出力を目的とした低圧縮比ターボ過給圧
縮着火エンジンに関する。
過給圧力の増加と共にエンジンの燃焼圧力とその出力は
増大し、エンジンの許容最高圧力によってその出力は決
まる。
ところで、エンジンの許容最高圧力を維持しつつ増大さ
せる目的で圧縮比を低下させることは、始動の困難さ、
低負荷運転時の失火等の重大な問題を伴なう。例えば圧
縮比８程度のディーゼルエンジンでは、軸平均有効圧力
を３２　Ｋｇ　／　ｃｒ！とすることも可能であるが、
第１図に示す失火範囲（斜線部分）はエンジンの負荷が
低く、ターボ過給機はその能力を発揮し得す、給気圧力
及び温度の低下によりエンジンの圧縮行程において着火
温度に到達せず、排気より白煙、青煙及び臭を発生し、
遂には失火に至る。
そのためこれに対処する方法として、従来より可変圧縮
比方式とハイパーパー力法とがあるが、前者は複雑な機
構のため、後者は熱効率の低下のため両者共に、兵器用
以外には採用されていないのが現状である。
本発明は上記欠点を克服しつつ大きな効果を得んとする
ものであって、以下にその構成と作用とを詳述する。
第２〜４図においてタービンケーシング１は、ノズル２
を形成しており、このノズルには流体力学的な形状の複
数（図面では３個）のノズルベーン２ａ　、２ｂ　、２
ｃを有している。排気ガス人口３から導入されたガスは
、ノズル２によって加速され、方向を整えられてタービ
ン４を駆動する。
他方、付加されたロータ５は軸５Ｃ及び５ｄ（第３図）
を有し、それぞれタービンケーシング１及びカバー６に
よって回転自在に軸支されている。軸５Ｃには、レバー
７が固定され、このレノ（−が実線の位置において、ロ
ータ５も実線の位置にある。なおノズル２の形状は公知
のものと変らない。
レバー７が矢印（第２図）に示すように時計方向に回転
すると、ロータ５も回転し、その一端５ａはノズル２内
に侵入し、ノズル面積を縮小する。
その結果人口３の圧力、すなわちエンジンの排気圧力は
上昇し、ノズル２内を流れるガス速度は増大し、タービ
ン４の出力は増大する。
その結果、これに連なるコンプレッサーの駆動力を高め
、給気圧力を高める。
本発明の一つの特長は、第２図示のようにレノく−７を
鎖線にて示す位置まで回転することにより、ロータ５の
一端５ａも鎖線にて示される位置まで侵入し、極めて小
さな面積のノズルを形成することができることにある。
ところがこのような状態ではタービンの効率は低く、タ
ービン入口圧力はコンプレッサー出「１圧力よりもはる
かに高くなってし壕う。
第５図のエンジンのｐ−ｖ線図に示すように、エンジン
は排気を排出するために斜線部の仕事をしなければなら
ず、燃料消費量は当然に増大するが、低速、低負荷にお
いては、この仕事量があって初めて、ターボ過給機を駆
動する事が可能で、熱効率の犠牲において給気圧力を高
めうる。
またロータ５には通路５ｂが形成され、通常の運転時に
は第２図に示す如く、この通路は閉じているが、ロータ
５を時計方向に回転することにより、ノズル面積を縮少
させ、鎖線に示す連結口９によってターボ過給機の圧縮
機出口側と連結された通路８とノズル２とを、通路５ｂ
″ｃ″連通させる。
なお、これの作動については後に詳述する。
また高速無負荷の状態においては第５図の斜線部の面積
、即ち負の仕事量は排気ブレーキとしての作用をさせる
事が可能である。
第４図は、ロータ５を反時計方向に回転した場合を示し
、図から判るように時計方向に回転した場合と同様な効
果を有する。
本発明のターボ過給機は、その流量が極めて少ない場合
にも高いタービン入口圧力を利用して給気圧力を高めう
ろことが特徴であるが、これを有効利用して低負荷時の
失火を防止する方法については後で詳述する。
第６図は本発明による４サイクル・エンジンの一部を示
すもので、シリンダ１０内には往復動自在にピストン１
１が配設され、このピストンにはピストンロッド１２の
上端が揺動可能に連結し、その下端はクランク軸（図示
せず）に連結されている。シリンダ１０上にはシリンダ
ヘッド１３が装着され、吸気口１４および排気口１５が
形成されておシ、この吸気口および排気口にそれぞノ１
吸気弁１６および排気弁１７が配設されている。
吸気口１４とターボ過給機（図示せず）とを連結する吸
気管１８内には、制御弁としてエンジンのクランク軸か
ら歯車伝達機構を介して駆動されるロークリパルプ１９
が配設されている。
以下、このロータリパルプ１９の駆動機構の一例を第７
図に基づいて説明する。
ロークリパルプ１９は、駆動軸２０にピン２Ｉによって
固着されている。駆動軸２０には、ロークリパルプ１９
を挾持するように配設されたスリーブ２２．２３および
２４が固着されており、この各スリーブと吸気管１８の
壁との間に配設されたボールベアリング２５．２６．２
７によって、駆動軸２０は回転自在に軸支されている。
駆動軸２０は、枠体２８にボールベアリング２９．３０
によって回転自在に軸支され、クランク軸（図示せず）
と歯車機構を介して伝動連結されたタイミング歯車３１
によって駆動される回転軸３２に、開閉時期調整手段の
調整駒３３によって連結されている。
なお、ロータリバルブ１９は第６図に示すように弁開閉
時期を約９０づつ設定してあり、かつ前記タイミング歯
車３１によってクランク軸回転の２分の１の回転速度で
駆動されるようになっている。
一力、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、伜０て、ロークリバルブ１９は吸気弁
１６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。
次ニ、ロータリバルブ１９の開閉時期調整手段の構成に
ついて、第７図を参照して説明する。
駆動軸２０と回転軸３２の対向する各端部には、それぞ
れヘリカルスプライン２０ａ　、３２ａが相互に反対方
向のねじれをもって形成されている。
このヘリカルスプライン２０ａ、３２ａには、それぞれ
調整駒３３の内周に形成された突起が噛合し、例えば左
方に調整駒３３を移動することによって、駆動軸２０は
回転軸３２に対して所定の方向に角変位し、右方に移動
することによって逆方向に角変位するようになっている
。このように調整駒３３の軸方向の移動によって駆動軸
の回転タイミングを変え、ロータリバルブ１９の開閉時
期を調整する。
調整駒３３の軸方向への移動駆動は、この調整”駒の外
周に形成された環状の係ｄ−溝３３ａに、一端を嵌合し
た調整レバー３４の揺動によって行われる。調整レバー
３４は、その中間部が軸３５によって揺動可能に構成さ
れており、その他端が制御機構と連動するようになって
いる。
ここで、吸気弁１６とロータリバルブ■９との開閉タイ
ミングとＰ−Ｖ線図について、第８．９図を参照して説
明する。
第８，９図において、上部に実線にて山伏に示した曲線
Ａはエンジンのクランク軸回転角度に相応する吸気弁１
６の揚程（開口面積）を示し、点線の山伏曲線Ｂはロー
クリパルプ１９の開口角即ち開口面積の変化を示す。
第８図に示す全負荷時には吸気行程の初期に吸気弁１６
とロークリパルプ１９が共に０点（吸気上死点付近）付
近で開き始め、そして吸気行程の終りには吸気弁１６と
ロータリバルブ１９が共に０点付近で閉じる。この全負
荷運転時のｐ−ｖ線図は第８図の下部に示すように通常
のエンジンと何ら変わることはない。
問題となる低負荷時の場合は、第９図に示すように吸気
行程の初期に吸気弁１６が開き始める以前に、後述する
調整棒構によって作動せしめられる調整駒３３の軸方向
の移動によって、ロータリバルブ１９は点線で示す線Ｂ
のように早められて開く。このとき吸気弁１６は開いて
いないので、吸気は行われない。吸気弁１６の開弁初期
にはロータリバルブ１９は殆んど全開しており１１．吸
気途中０点になると、このロークリバルブは閉じ、そし
て吸気行程の終期すなわちピストン１１の下死点付近に
おいて吸気弁工６が閉じる。
このように吸気行程の初期に吸気弁１６が開き始めた時
は、ロータリバルブ１９が全開しているため、シリンダ
１０内に空気が吸入されるが、第９囚下部のグラフに示
すように吸気行程の途中０点になると点線Ｂと対比して
分るように、ロータリバルブ１９は閉じる。
ここで後述の第１０図示の排気副カムによって排気弁（
第６図１７）は開き、前述のターボ過給機によって昇圧
された高温の排気ガスを吸入し始める。
即ち、第９図の■から■の下死点までは排気ガスのみの
吸入行程となる。
このとき吸気通路は、前述したようにロータリバルブ１
９によって閉じられているので、高圧。
高温の排気ガスは吸気側に流出するととはなく、シリン
ダ１０内の空気は高圧の排気ガスによる圧縮と高温の排
気ガスとの混合によって圧縮行程始点（第９図の■）に
おいて著しく高温、高圧となり、ここで吸排気弁１６．
１７は共に閉じ、これから始まる圧縮行程終点の着火を
有利にしている。
第１０図は本発明のエンジンに使用される公知の排気カ
ムを示す。
このカムは二つのカム部を有し、主カム３６は通常の排
気カムと全く同一の機能を持ち、エンジンの排気行程中
に排気弁１７を開かせ、副カム３７は、第９図に示す如
く吸気行程の下死点付近において、排気弁１７を開かせ
る機構を有している。
次に本発明の低圧縮比ターボ過給圧縮着火エンジンの構
成とその機能及び作用について説明する。
第１１図において、ターボ過給機４０の圧縮機４１より
吐出された圧縮空気又は混合気が吸気管４２を通って吸
気マニホールド４３．給気冷却器を経てその各吸気枝管
４５・・・を通りエンジン４６のそれぞれのシリンダに
供給される。エンジン４６の排気ガスは、排気管４７を
通ってターボ過給機４０の第２．３．４図の可変面積ノ
ズルを備えた排気タービン４８（第２〜４図に示すター
ビ・　ン４）に作用し、このタービンを駆動し大気圧ま
でに膨張して外気に排出する。
エンジン４６のクランク軸の一端に駆動軸４９が連結さ
れクランク軸と一体的に回転する。この駆動！ｌ！Ｉ］
４９の端部にはクランク歯車５０が固着され、前述の第
１０図の排気カム３６を備えたカム軸、燃料噴射ポンプ
等を作動するタイミング歯車５１を駆動するとともに、
制御弁であるロータリバルブの１駆動歯車５２とも噛合
して、これをクランク軸回転数の２分の１に減速回転さ
せる。
エンジン４６の各吸気口に連通している吸気枝管４５・
・・内又はエンジンの吸気口内には、十記第６図に示さ
れたロータリバルブ１９と同様の二枚羽根型のロークリ
バルブ５３・・・がそれぞれ配設されており、この各バ
ルブは、駆動軸５４に各々取り付けられている。
ロータリバルブ５３・・の開閉時期調整手段は、既に説
明した第７図の構造と実質的に同一のものである。
即ち、駆動歯車５２とともに回転する回転軸５５と駆動
軸５４とは同一軸線上に配設され、調整駒５６によって
連結されており、この両軸の連結端部にはそれぞれヘリ
カルスプライン５４ａ。
５５ａが相互に反対方向のねじれをもって形成され、こ
のヘリカルスプラインは調整駒５６の内周に形成された
突起が噛合している。
調整駒５６の外周に形成された環状の係止溝５７には軸
５８によって揺動自在に軸支された調整レバー５９の一
端が係合され、このレバーの他端はリンク６０．リンク
ロッド６１及びフレキシブルケーブル６２に連結されて
いる。リンクロッド６１の右側端部はレバー６３に連結
されている。
１＋？Ｉ］　６４は吸気管４２に回動自在に軸支され、
その一端にレバー６３は固定され、他端に固定された切
換弁６５は軸６４を中心に揺動可能であり、揺動によっ
て給気を給気冷却器６６を流通させ、又はバイパス６７
を流通させて切換える。
またフレキシブルケーブル６２の右側端部は、”バー６
８（第２〜４図のタービンの可変ノズル面積機構のレバ
ー７と実質的に同一のもの）に連結しており、このレバ
ーによってロータ６９（第２〜４図示のロータ５と実質
的に同一のもの）を回転して、タービンノズル面積を可
変にしている。
そしてロータ６９には、（ロータ５と同様に）通路（第
２〜４図の５ｂと四〜のもの）が穿設してあり、この通
路には吸気管４２と連通しているバイパス４２ａが設け
である。そしてリンク６ｏの右側端部は、シリンダ７ｏ
内に配設されたピストン７１に一端を連結したピストン
棒７２の他端と連結している。
１だピストン７１とシリンダ７ｏの図において左側壁と
の間には、スプリング７３が配設され、このピストンを
常に右方に移動すべく付勢している。シリンダ７ｏの、
図において右側壁に設けられた入口は、パイプ７４を介
して前記吸気管４２と連通しており、このシリンダとピ
ストン７１とによって形成された、図において右側の室
は、圧縮機４１から吐出する圧縮空気が作用するように
なっている。
このエンジンの通常の運転域、すなわち第１図における
斜線部以外ではターボ過給機の性能と効率は高く、給気
圧力と温度は高く、何等運転上問題となることはない。
そこで問題となる低負荷（第１図の斜線部の範囲）にお
いて本発明の作動と効果について以下に詳述する。
ターボ過給エンジンは負荷の減少とともにその特性に従
って給気圧力と温度は低下する。
まず第１図の失火範囲１について説明すると吸気管４２
内の圧力低下はピストン７１．ピストン棒７２及びリン
ク６０は軸５８を中心とし、レバー５９を反時計方向に
回転させる。
レバー５９とレバー６３とを連結するリンクロッド６１
はレバー６３を時計方向に回転させ、これと連結せる切
換弁６５を第１１図の実線の位置に動かし、給気を給気
冷却器６６を通さないでバイパス６７内を流通させ、高
出力時とは逆に給気温度の低下を防ぎ、エンジンの失火
を防止する。
更に給気圧力及び温度が低下すると、第１図の失火範囲
■ではピストン７１は更に右方に移動し、レバー６８と
ロータ６９を回転させる。
第２図によってこの関係を詳述すると、この運転状態に
おいてはレバー７は全行程の約半分移動し、したがって
タービンノズル面積は約半分となり、排気圧力の上昇と
ともにタービン４８（第２図のタービン４）は付勢され
、圧縮機４１をイ＼」勢し、その吐出圧力及び温度を高
めて、エンジンの失火を防止する。第１図の失火範囲■
に低圧縮比ターボ過給圧縮着火エンジンの出現を阻む最
大の要因が潜在している。
第１２図はエンジン速度と圧縮行程中のポリトロープ指
数を示し、この図より明らかなようにエンジン低速回転
では圧縮による温度上昇は断熱的には行われず、相当量
の熱がシリンダ等により失なわれていることを示してい
る。
一方、ターボ過給機の性能曲線は第１３図に示され、エ
ンジンとの組合せにおいて、■−■−■−■に示される
性能を発揮する。
点１はエンジン゛のアイドル状態を示し、点２はその速
度における全員状態における圧力比を示している。
低圧縮比に加えて、低ポＩＪ　）ロープ指数すなわちシ
リンダその他への伝熱量が多く、圧縮による温度上昇は
少なく、そしてターボ過給機はその能力を殆んど失なっ
ている状態が失火範囲３であって、本発明においては以
下のようにして失火を防止する。
給気圧力の減少はピストン７１をスプリング７３Ｕ、更
に右方に押し、レバー５９に連結されたフレギシブルケ
ーブル６２によって第２図に示すターボ過給機のレバー
７およびロータ５は２点鎖線の位置捷で移動し、ノズル
面積を極端に小さくする。
その結果当然に排気の圧力は上昇し、ノズルを流出する
ガスの速度は増大し、タービン４を付勢し、これに連な
る圧縮機の駆動力を高める。
然し、第１３図に示す如く、エンジン低速、すなわち流
量の少ないときはターボ過給機の圧縮機はサージング域
のため高いタービン駆動力にも拘らず給気を高い圧力比
とすることが不可能である。
そこで本発明のターボ過給機においては第２ａ図に示す
如く、ロータ５の通路５ｂは通路８とロータ５の一端５
ａとケーシング１の一端１ａによって形成される最小ノ
ズル面積の下流側に流路を開く。通路８は連結口９によ
りターボ過給機の圧縮機の出口側すなわち第１１図の吸
気管４２とバイパス４２ａを介して連結しているため、
タービンノズル２の一部分は給気側に連通ずる。
タービン人口３における高い排気圧力は、ロータの一端
５ａとケーシングの一端１ａにより形成された小面積の
ノズルを通過する際に速度エネルギに転換□し、これの
下流では圧力は低下する。
通路５ｂは低圧側に開口しているので排気側に給気を流
入させることが可能である。
第１３図においてＯとＯとの差に相当する流量の空気を
通路５ｂ（第２図）を通じて、バイパスさせることによ
って圧縮機４１はＣに示す流量と圧力の空気をサージン
グ域をさけて圧縮し、エンジンはＯに示す圧力と流量の
給気を吸入することが可能である。
本発明では更に以下に詳述する如く圧縮行程始めの温度
を高めて失火、白煙、青焼及び臭に対処する。
前述の如く、この状態におけるターボ過給機の効率は低
下し給気圧力に比し、排気圧力は上昇する。エンジンは
このとき、第９図の斜線図に示す負の仕事を克服するた
め、負荷は増加し、その結果エンジンの燃料消費は増加
し、排気ガス温度は上昇する。
この高圧にして高温の排気ガスを利用して、圧縮行程前
の空気温度を上昇させるため、本発明のエンジンでは、
第１１図のレバー５９は前述の如閉時期は第９図に示す
如く早められる。
ここで、ロークリパルプによって吸気通路が閉じられる
と同時に、第９図の■において、前述の第１Ｏ図の排気
副カム３７により排気弁は開き、高圧、高温の排気がシ
リンダ内に逆流する。
第９図の■から■まで排気によりシリンダ内空気は圧縮
され、温度上昇すると共に高温の排気ガスと混合して更
に圧縮行程始めの温度は上昇し、失火を、白煙、青焼及
び臭を防止しつつ低圧縮比ｊ１−縮着火エンジンの低速
度、低負荷運転を可能にする。
１だ公知の方法に吸気弁閉時期を、第９図の点■にする
ことによっても勿論、上記と同様な効果を期待しうる。
【図面の簡単な説明】
第１図はトルクとエンジン速度との関係における失火範
囲を示すグラフ、第２図、第２Ａ図は本発明のターボ過
給機の排気タービンの断面図、第３図は第２図ト」線断
面図、第４図は断面図、第５図はｐ−ｖ線図、第６図は
４ザイクルエンジンの一部を示す断面図、第７図は第６
図■−Ｖｌｌ線断面図、第８，９図はクランク軸回転角
度と吸気弁の開口面積及び圧力との関係を示すグラフ、
第１０図はカムの正面図、第１１図はターボ過給圧縮着
火エンジンの路線図、第１２図はエンジン速度と圧縮行
程中のポリトロープ指数を示すグラフ、第１３図はター
ボ過給機の性能曲線図である。 ■・・・タービンケーシング、２・・・ノズル、２ａ。 ２ｂ　、２ｃ・・ノズルベーン、４　・クーピン、５・
・０−Ｊ、５ｂ・・通路、７・・レバー、８・通路、ｌ
Ｏ・・・／リンダ、１４・・・吸気口、１５・・・排気
口、１６・・・吸気弁、１７・・・排気弁、１８・・・
吸気管、１９・・・ロータリーパルプ、３３・・・調整
駒、３４・・・調整レバー、３６・・・主カム、３７・
・・剛カム、４゜、・・・ターボ過給機、４１・・・圧
縮機、４２・・・吸気管、４２ａ・・・バイパス、４７
・・排気管、４８・・・排気タービン、５３・・・ロー
タリーパルプ、５６・・・調ｕ　駒、５９・・・調整レ
バー、６ｏ・・・リンク、６１・・・リンクロッド、６
２・・・フレキシブルケーブル、６５川切換弁、６６・
・・給気冷却器、６７・・・バイパス、６８・・・レバ
ー、６９・・・ロータ、７ｏ・・・シリンダ。 喘　許　出　願　人　　　株式会社兼坂技術研究所第１
図 エンヅン速度 行程容積（１１） 第７図 第１０図 クランク軸日翫角屓（鍾１トはピストン竹耳り第１１園 第１２図 第１３図 ５Ｊｉｔ量キエンヅンやり斐 手続補正書（方式） ％式％ １、事件の表示 昭和５７年特許願第１２５８２６号 ２、発明の名称 低圧縮比ターボ過給圧縮着火エンジン ３、補正をする者 事件との関係　　特許出願人 ４、代理人 ６　補正の対象 明細書の発明の詳細な説明及び図面の簡単な説明の各欄 ７　補正の内容 （＋１　　明細書第１７頁第１７行 「第２ａＪを１第２」と補正する。 （２）　　同第２０頁第７行 「、第２Ａ図」を削除する。 以上

Claims (1)

  1. 【特許請求の範囲】 ターボ過給機により過給され、吸気通路閉時期を制御す
    る機構を有しかつ吸気行程の下死点付近で排気弁を開か
    せる排気副カムを有する圧縮着火エンジンにおいて、 エンジンの負荷の増減にしたがってターボ過給機はター
    ビンノズル面積を調整する可変タービンノズル面積機構
    を有し、 この可変タービンノズル面積機構を穿設し且つこの機構
    の下流に開口せる通路と、 この通路と連通している吸気管と を具備していることを特徴とする低圧縮比ターボ過給圧
    縮着火エンジン。
JP57125826A 1982-07-21 1982-07-21 低圧縮比タ−ボ過給圧縮着火エンジン Granted JPS5918230A (ja)

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