JPS6125912A - 軸流掃気式２サイクル機関 - Google Patents
軸流掃気式２サイクル機関Info
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- JPS6125912A JPS6125912A JP14688184A JP14688184A JPS6125912A JP S6125912 A JPS6125912 A JP S6125912A JP 14688184 A JP14688184 A JP 14688184A JP 14688184 A JP14688184 A JP 14688184A JP S6125912 A JPS6125912 A JP S6125912A
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- Japan
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- cylinder
- scavenging
- piston
- pressure
- extraction
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-
- 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
- F02B25/00—Engines characterised by using fresh charge for scavenging cylinders
- F02B25/02—Engines characterised by using fresh charge for scavenging cylinders using unidirectional scavenging
- F02B25/04—Engines having ports both in cylinder head and in cylinder wall near bottom of piston stroke
-
- 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
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/02—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke
- F02B2075/022—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle
- F02B2075/025—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle two
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Supercharger (AREA)
- Cylinder Crankcases Of Internal Combustion Engines (AREA)
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。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は軸流掃気式２サイクルディーゼル機関に関する
。
。
従来の軸流掃気式２サイクルディーゼル機関では、シリ
ンダライナの下部周方向に掃気孔を、またシリンダライ
ナの頂部に排気弁を設け、ピストンが下死点付近にある
間に上記排気弁及び掃気孔をピストンの動きに対応して
開閉させ、シリンダ内の燃焼ガスを新気で追出して次の
燃焼に必要な新気を／リング内に充てんする作用、いわ
ゆる掃給気作用が行われる。
ンダライナの下部周方向に掃気孔を、またシリンダライ
ナの頂部に排気弁を設け、ピストンが下死点付近にある
間に上記排気弁及び掃気孔をピストンの動きに対応して
開閉させ、シリンダ内の燃焼ガスを新気で追出して次の
燃焼に必要な新気を／リング内に充てんする作用、いわ
ゆる掃給気作用が行われる。
この掃給気作用の良否は燃費を始めとする機関性能に大
きく影響するが、掃給気作用を良好に実現するためには
、排気弁の面積や開閉のタイミング及び掃気孔の設計条
件を適当に設定すると共に。
きく影響するが、掃給気作用を良好に実現するためには
、排気弁の面積や開閉のタイミング及び掃気孔の設計条
件を適当に設定すると共に。
掃気室内の新気の圧力（掃気圧Ｐｓ）を必要かつ充分な
条件に設定することが肝要である。
条件に設定することが肝要である。
この作用は、ピストンの膨張行程の終期にオイて、−！
ず排気弁を開き７リンダ内の燃焼ガスを排気管内へ排出
させながらシリンダ内の圧力を降下させておき、ピスト
ン頂面が掃気孔を開く時期に。
ず排気弁を開き７リンダ内の燃焼ガスを排気管内へ排出
させながらシリンダ内の圧力を降下させておき、ピスト
ン頂面が掃気孔を開く時期に。
シリンダ内圧に充分打勝ってシリンダ内の燃焼ガスを新
気によっが追出すことのできるだけの掃気圧を設定する
ことによって達成される。
気によっが追出すことのできるだけの掃気圧を設定する
ことによって達成される。
従って、上記掃気圧はある程度の値以上の高い圧力が必
要である。一方、シリンダ内の熱力学的サイクルからみ
ると、圧縮圧力（♂ストン上死点で空気が圧縮された時
点での圧力）を一定とした場合、ピストンが下死点から
上昇してきて排気弁及び掃気孔が閉じられてシリンダが
密閉された状態で実質的圧縮作用を始める時点での圧力
（圧縮始めの圧力）は低い方がサイクル効率はよくなる
。
要である。一方、シリンダ内の熱力学的サイクルからみ
ると、圧縮圧力（♂ストン上死点で空気が圧縮された時
点での圧力）を一定とした場合、ピストンが下死点から
上昇してきて排気弁及び掃気孔が閉じられてシリンダが
密閉された状態で実質的圧縮作用を始める時点での圧力
（圧縮始めの圧力）は低い方がサイクル効率はよくなる
。
しかしながら、この圧縮始め圧力は前述の掃気圧力Ｐｓ
によって決ま９（掃気圧力とほぼ同等）掃気効率を高め
るにはある程度は掃気圧力を高く設定することが望まし
いが、これは前述のようにサイクル効率を下げる不都合
があシ、この矛盾する２つの条件のバランスの上で決定
されなければならない１゜ このため実際の２サイクルディーゼル機関の掃気圧力は
単独にみた場合かならずしも最適化されているとは限ら
ず、今後の低燃費機関の開発のひとつの問題となってい
る。
によって決ま９（掃気圧力とほぼ同等）掃気効率を高め
るにはある程度は掃気圧力を高く設定することが望まし
いが、これは前述のようにサイクル効率を下げる不都合
があシ、この矛盾する２つの条件のバランスの上で決定
されなければならない１゜ このため実際の２サイクルディーゼル機関の掃気圧力は
単独にみた場合かならずしも最適化されているとは限ら
ず、今後の低燃費機関の開発のひとつの問題となってい
る。
本発明の目的は、前記の問題点を解消するため。
掃気圧力Ｐ８に対して圧縮始め圧力を低くしたことと同
等の効果を有する２サイクルディーゼル機関を実現する
ことである。
等の効果を有する２サイクルディーゼル機関を実現する
ことである。
以下図面を参照して本発明につき説明する。
第１図は本発明の１実施例の装置を示す。
同図に示すように、シリンダの頂部１にクランク軸回転
角に対応して開閉する排気弁２を装備し。
角に対応して開閉する排気弁２を装備し。
シリンダライナ３の下部、即ちピストン５の下死点付近
に円周上に多数の掃気口４を配列した軸流掃気式２サイ
クルディーゼル機関において、掃気口４の上方に７リン
グライナ３を貫通する少なくとも１個の抽気孔７を穿設
し、この抽気孔７と接続する抽気路９の中に図示省略し
た弁駆動機構により、クランク軸回転角またはピストン
５上昇時のシリンダ内空気圧力に対応して開閉する抽気
管制弁８を設け、ピストン上昇行程の初期にシリンダ内
の新気の一部を抽気孔７から抽気する。
に円周上に多数の掃気口４を配列した軸流掃気式２サイ
クルディーゼル機関において、掃気口４の上方に７リン
グライナ３を貫通する少なくとも１個の抽気孔７を穿設
し、この抽気孔７と接続する抽気路９の中に図示省略し
た弁駆動機構により、クランク軸回転角またはピストン
５上昇時のシリンダ内空気圧力に対応して開閉する抽気
管制弁８を設け、ピストン上昇行程の初期にシリンダ内
の新気の一部を抽気孔７から抽気する。
上記構成の場合の作用について述べる。
シリンダ内の燃料の爆発によって下降するピストン５が
爆発によるエネルギの大部分を吸収した時点、即ち第２
図におけるクランク軸回転角θ−０１、シリンダ内圧力
Ｐ、、−Ｐ２１の点において、排気弁２が開口し、第１
図中の矢印１０のようなガスの噴出が始まシ、ピストン
５の下降と相まってシリンダ内の圧力Ｐ７は降下する。
爆発によるエネルギの大部分を吸収した時点、即ち第２
図におけるクランク軸回転角θ−０１、シリンダ内圧力
Ｐ、、−Ｐ２１の点において、排気弁２が開口し、第１
図中の矢印１０のようなガスの噴出が始まシ、ピストン
５の下降と相まってシリンダ内の圧力Ｐ７は降下する。
ピストン５が掃気口４の上端（第１図中ＯＡの位置、第
２図中の０２の点）まで下降すると、シリンダ内圧力ｐ
ｚ＜掃気圧力Ｐ８となシ、掃気口４の開口と同時に掃気
室６内の新気がシリンダ内に矢印１１のように吹き込み
、シリンダ内のガスを排気弁２から排出する。
２図中の０２の点）まで下降すると、シリンダ内圧力ｐ
ｚ＜掃気圧力Ｐ８となシ、掃気口４の開口と同時に掃気
室６内の新気がシリンダ内に矢印１１のように吹き込み
、シリンダ内のガスを排気弁２から排出する。
ピストン５が下死点（第１図中ＯＢの位置、第２図中の
θ−θＤの点）から再び上昇し、掃気口４を閉じる頃（
Ａの位置、θ−θ３の点）には排気弁２も閉じておシ、
シリンダ内の圧力Ｐ７．はほぼ掃気圧力Ｐ８と等しくな
っている。
θ−θＤの点）から再び上昇し、掃気口４を閉じる頃（
Ａの位置、θ−θ３の点）には排気弁２も閉じておシ、
シリンダ内の圧力Ｐ７．はほぼ掃気圧力Ｐ８と等しくな
っている。
ところで、抽気管制弁８は第２図で示したようにθ−θ
４で開になっておシ、掃気口４からシリンダ内に流入し
た新気の一部は抽気孔７から抽気路９を経て第１図矢印
１２のように排出される。
４で開になっておシ、掃気口４からシリンダ内に流入し
た新気の一部は抽気孔７から抽気路９を経て第１図矢印
１２のように排出される。
従って、従来形であればθ−θ３で排気口及び掃気口４
が閉鎖し、シリンダ内空気の圧縮が始まり、シリンダ内
圧力Ｐ２は第２図の破線ｐ／２のように上昇するところ
であるが、抽気孔７からの流出によって７リング内圧Ｐ
７は上昇せず、θ−θ５となって抽気管制弁８が閉鎖し
た後に実線のように上昇して行く。
が閉鎖し、シリンダ内空気の圧縮が始まり、シリンダ内
圧力Ｐ２は第２図の破線ｐ／２のように上昇するところ
であるが、抽気孔７からの流出によって７リング内圧Ｐ
７は上昇せず、θ−θ５となって抽気管制弁８が閉鎖し
た後に実線のように上昇して行く。
上述の場合には次の効果がある。
圧縮が始まるクランク軸回転角θをΔθ。たけ遅らせた
ことは、圧縮始め圧力即ち掃気圧力Ｐ８をΔＰｃだけ低
くしたことと同じ結果となり、ザイクル効率改善の効果
がある。
ことは、圧縮始め圧力即ち掃気圧力Ｐ８をΔＰｃだけ低
くしたことと同じ結果となり、ザイクル効率改善の効果
がある。
また、従来のエンノンは高負荷時の効率を優先して高負
荷（高速回転）時において最適な掃気圧を選んできた。
荷（高速回転）時において最適な掃気圧を選んできた。
つまり、掃気効率を落すことなくサイクル効率を確保す
るだめに必要な最低限の圧力を選んでおシ、空気源の特
性上圧力が低下する低負荷（低速回転）運転時には十分
な掃気圧力が得られない不具合があった。
るだめに必要な最低限の圧力を選んでおシ、空気源の特
性上圧力が低下する低負荷（低速回転）運転時には十分
な掃気圧力が得られない不具合があった。
本発明によシ圧縮始め圧力の制御が可能になったのであ
るから、高負荷運転時の掃気圧力を高めることにより、
低負荷運転時に必要な掃気圧力を確保することができ、
エンジンの全負荷域にわたって高い効率が得られるよう
になった。
るから、高負荷運転時の掃気圧力を高めることにより、
低負荷運転時に必要な掃気圧力を確保することができ、
エンジンの全負荷域にわたって高い効率が得られるよう
になった。
第３図は本発明による他の実施例の要部を示すもので、
軸流掃気式２サイクルディーゼル機関の本発明に関連し
た部分のみを示す。
軸流掃気式２サイクルディーゼル機関の本発明に関連し
た部分のみを示す。
シリンダライナ３の下部、即ちピストン５の下死点付近
に円周上に多数の掃気口４を配列し、この掃気口４の上
方にシリンダライナ３を貫通する少なくとも１個の抽気
孔７を穿設し、この抽気孔７が開口する抽気室１３と掃
気室６とを連通ずる抽気路９に抽気管制弁８を設けてい
る。この抽気管制弁８は駆動装置１４によってクランク
軸の回転角またはシリンダ内空気圧力に対応して開閉さ
れる。
に円周上に多数の掃気口４を配列し、この掃気口４の上
方にシリンダライナ３を貫通する少なくとも１個の抽気
孔７を穿設し、この抽気孔７が開口する抽気室１３と掃
気室６とを連通ずる抽気路９に抽気管制弁８を設けてい
る。この抽気管制弁８は駆動装置１４によってクランク
軸の回転角またはシリンダ内空気圧力に対応して開閉さ
れる。
上記構成の場合の作用について述べる・第３図はピスト
ン５が下死点を過ぎて上昇中の状態を示しており、ピス
トン５の頂部はすてに掃気口４の上端を過ぎている。
ン５が下死点を過ぎて上昇中の状態を示しており、ピス
トン５の頂部はすてに掃気口４の上端を過ぎている。
つまシ本発明の詳細な説明した第２図において。
クランク軸回転角θはθ５と０５の間にあり、掃気口４
は閉じたが抽気管制弁８は開の状態であるから、ピスト
ン５の上昇にともなって圧縮されたシリンダ内の空気は
矢印１２のように抽気孔７から掃気室６へ流出する。こ
の抽気孔７からの流出がある間はシリンダ内の圧力Ｐ２
は上昇せず、クランク軸回転角θ−θ５で抽気管制弁８
で閉じてから圧縮が始マシ、第２図実線のように上昇す
る。
は閉じたが抽気管制弁８は開の状態であるから、ピスト
ン５の上昇にともなって圧縮されたシリンダ内の空気は
矢印１２のように抽気孔７から掃気室６へ流出する。こ
の抽気孔７からの流出がある間はシリンダ内の圧力Ｐ２
は上昇せず、クランク軸回転角θ−θ５で抽気管制弁８
で閉じてから圧縮が始マシ、第２図実線のように上昇す
る。
上述の場合には次の効果がある。
第２図におけるΔθ。間の圧力差ΔＰｃ は圧縮始め圧
力を下げたと同じ効果があシ、これはサイクル効率を向
上する。
力を下げたと同じ効果があシ、これはサイクル効率を向
上する。
つまシ掃気圧力Ｐ、を高く設定して十分に掃気効率を高
めながら圧縮始め圧力は低くコントロールすることがで
きるようにな）、従来からの懸案であった低負荷から高
負荷までの全域にわたっての効率改善が実現できるよう
になった。
めながら圧縮始め圧力は低くコントロールすることがで
きるようにな）、従来からの懸案であった低負荷から高
負荷までの全域にわたっての効率改善が実現できるよう
になった。
なお、従来から排気弁の閉じ終シ時期を童図的に掃気孔
閉じ終り時期よシ遅らせたのが見られ。
閉じ終り時期よシ遅らせたのが見られ。
この場合も実質的な圧縮始めの時期を遅らせる作用があ
る。しかしながらこの手法では、質的に高い新気を大量
に排気側へ、逃しておシ、排気エネルギの掃給気エネル
ギへの有効な回収という観点から、はるかに不利である
。また、いたずらに排気側へ新気をにがすことは、排気
ガスの温度を低下させ、排ガスビイラ等の２次的手段に
よるエネルギ回収上いちじるしく不利となっている。
る。しかしながらこの手法では、質的に高い新気を大量
に排気側へ、逃しておシ、排気エネルギの掃給気エネル
ギへの有効な回収という観点から、はるかに不利である
。また、いたずらに排気側へ新気をにがすことは、排気
ガスの温度を低下させ、排ガスビイラ等の２次的手段に
よるエネルギ回収上いちじるしく不利となっている。
本発明によれば８質的に高い新気は掃気室＼回収されて
おシ、排気温度の低下もない。
おシ、排気温度の低下もない。
第１図は本発明による１実施例の軸流掃気式２サイクル
ディーゼル機関を示す断面図、第２図は本発明による機
関のシリンダ内圧力の変化と排気口、掃気口及び抽気孔
の開口面積の変化を示す線図、第３図は本発明による他
の実施例の機関の要部を示す断面図である。 ２・・・排気弁、３・・・シリンダライナ、４・・・掃
気口５・・・ピストン、７・・・抽気孔、８・・・抽気
管制弁、９・・・抽気路。 米１０ 第２回
ディーゼル機関を示す断面図、第２図は本発明による機
関のシリンダ内圧力の変化と排気口、掃気口及び抽気孔
の開口面積の変化を示す線図、第３図は本発明による他
の実施例の機関の要部を示す断面図である。 ２・・・排気弁、３・・・シリンダライナ、４・・・掃
気口５・・・ピストン、７・・・抽気孔、８・・・抽気
管制弁、９・・・抽気路。 米１０ 第２回
Claims (1)
- １、シリンダライナの頂部に排気弁を装着し、同シリン
ダライナの下部に円周上に配列した掃気口を有する軸流
掃気式２サイクルディーゼル機関において、上記掃気口
の上方に上記シリンダライナを貫通する少なくとも１個
の抽気孔を穿設し、同抽気孔と接続する抽気路にピスト
ン上昇行程の初期にシリンダ内の新気の一部を上記抽気
孔から抽気してシリンダ内の圧力を制御する抽気管制弁
を設けたことを特徴とする軸流掃気式２サイクル機関。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14688184A JPS6125912A (ja) | 1984-07-17 | 1984-07-17 | 軸流掃気式２サイクル機関 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14688184A JPS6125912A (ja) | 1984-07-17 | 1984-07-17 | 軸流掃気式２サイクル機関 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6125912A true JPS6125912A (ja) | 1986-02-05 |
| JPH0363646B2 JPH0363646B2 (ja) | 1991-10-02 |
Family
ID=15417681
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP14688184A Granted JPS6125912A (ja) | 1984-07-17 | 1984-07-17 | 軸流掃気式２サイクル機関 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6125912A (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0417718A (ja) * | 1990-05-09 | 1992-01-22 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ユニフロー式２サイクル内燃機関 |
| JPH04132458U (ja) * | 1991-05-28 | 1992-12-08 | 株式会社共立 | 内燃機関用デコンプ装置 |
| JPH0517137U (ja) * | 1991-08-08 | 1993-03-05 | 三菱重工業株式会社 | ２サイクルエンジンのデコンプ装置 |
-
1984
- 1984-07-17 JP JP14688184A patent/JPS6125912A/ja active Granted
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0417718A (ja) * | 1990-05-09 | 1992-01-22 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ユニフロー式２サイクル内燃機関 |
| JPH04132458U (ja) * | 1991-05-28 | 1992-12-08 | 株式会社共立 | 内燃機関用デコンプ装置 |
| JPH0517137U (ja) * | 1991-08-08 | 1993-03-05 | 三菱重工業株式会社 | ２サイクルエンジンのデコンプ装置 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0363646B2 (ja) | 1991-10-02 |
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