JPS6315459B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明はターボ過給４サイクルエンジンに関す
るものである。

ターボ過給エンジンにおいては、エンジン回転
数が高くなる程高出力が得られるが、低速時に高
いトルクが得られないという宿命がある。

一方、自動車用のエンジンのトルクは、エンジ
ンの最高回転に対して略々50％の中速回転時に最
大のトルクが得られるようにすることが望まし
い。

従つて、このようなトルク特性を得るために
は、エンジン回転が最高回転の略々50％に達した
時点から燃料の流量を絞つてトルクを下げなけれ
ばならず、このため、ターボ過給機の能力が十分
に活性されていないのが現状である。

即ち、ターボ過給機は速度型の圧縮機であり、
その吐出圧力は排気タービンに作用するガスの流
量の２乗に比例し、エンジンにこれを使用した場
合は、エンジンの回転数の２乗に比例した圧力比
の吐出圧力が発生する。

第２図における曲線１−２がターボ過給機の代
表的な作動曲線であつて、これを超えて高い圧力
比を求めてもそこはサージング域（斜線部）であ
り、圧縮空気の吐出は不可能である。また、曲線
２−３はターボ過給機の最高回転における吐出空
気の量と圧力を示し、この線を超えて吐出空気量
と吐出圧力を望むことは、過回転によつてターボ
過給機が破損してしまうので不可能である。

アイドリング例えばエンジンの回転数が
500rpmでは点４に示される如く、殆んど過給圧
力は発生しない。中速では過給圧力は発生する
が、能力の２分の１のガス流量の場合は能力の４
分の１の過給圧力の発生が可能となるので、例え
ば1000rpmでは第２図において点１１で示す圧力
比が得られる。そこで、全能力例えば2000rpmで
は、1000rpmの４倍の過給圧力にまで高めること
が可能で、点５の位置まで過給圧力を高め得る。

一方、過給エンジンのトルクは第２図において
点曲線で示すように、過給圧力に比例して燃料の
供給量を高めることができる点６まで上げること
ができ、７−６のようなトルク特性が得られる。

しかしながら、７−６のように高速に行く程高
いトルク特性のものはプロペラを使う船舶以外で
は使えない。自動車では中速において高いトルク
である７−８−９のようなトルク特性が必要であ
り、従つて、８の位置からエンジンの回転数を増
大させるに従い燃料の供給量を減らして線８−９
のようなトルク特性とするのである。なお、その
時の排気ガス量はエンジンの回転数に比例して増
大するので、燃料の供給量を制限しても過給圧力
は１０まで増大するため、エンジンの圧縮圧力を
不必要に増大し好ましくない。

以上のように、自動車用のターボ過給エンジン
では、第２図において点５まで過給圧力を得られ
る能力を有する過給機を使用しても、必要なトル
ク特性７−８−９を得るために、実際には点１１
までの過給圧力しか利用しておらず、ターボ過給
機の能力の略々４分の１しか利用しつくしていな
いのが現状である。

本発明の目的は、ターボ過給エンジンにおい
て、過給機の最大能力をエンジンの中速時にマツ
チングさせ、中速以上のエンジン回転においては
過給機の排気タービンに流入するガス流量と熱エ
ネルギーを一定とし、過給機の圧縮機より吐出す
る空気の量と圧力を一定とすることにより、過給
機の能力を最大限に活用し、自動車用に適する高
出力でかつ低燃料消費率のエンジンを提供するこ
とにある。

次に本発明の実施例について説明する。

第１図において、３０はターボ過給機で、その
圧縮機３１より吐出された圧縮空気又は混合気が
吸気管３２を通つて吸気マニホールド３３を経て
その各吸気枝管３４，…を通りエンジン３５のそ
れぞれのシリンダに供給される。エンジン３５の
排気ガスは排気管３６を通つてターボ過給機３０
の排気タービン３７に作用し、該タービン３７を
駆動し大気圧までに膨張して外気に排出される。

エンジン３５のクランク軸の一端に駆動軸３８
が連結されクランク軸と一体的に回転する。この
駆動軸３８の端部にはクランク歯車３９が固着さ
れ、デイストリビユータ、カム軸、燃料噴射ポン
プ等を作動するタイミング歯車４０を駆動すると
ともに、後述する制御弁であるロータリバルブの
駆動歯車４１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３５の各吸気口に連通している吸気枝
管３４，…内又はエンジンの吸気口内には、二枚
羽根型のロータリバルブ４２，…がそれぞれ配設
されており、この各バルブは駆動軸４３に各々取
付けられている。

該ロータリバルブ４２，…の開閉時期調整手段
は、駆動歯車４１とともに回転する回転軸４４と
駆動軸４３とは同一軸上に配設され、調整駒４５
によつて連結されており、この両軸の連結端部に
はそれぞれヘリカルスプライン３４ａ，４４ａが
相互に反対方向にねじれをもつて形成され、この
ヘリカルスプラインは調整駒４５の内周に形成さ
れた突起が噛合している。

調整駒４５の外周に形成された環状の係止溝４
６には軸４７によつて揺動自在に軸支された調整
レバー４８の一端が係合され、該レバー４８の他
端はリンク４９の中間部に連結されている。該リ
ンク４９の図において左側４９ａの端部は燃料流
量調整装置５１（デイーゼルエンジンの場合は燃
料噴射ポンプ）のレバー５０に連結し、燃料送出
流量を調整する。また、該リンク４９の右側端部
はシリンダ５２内に配設されたピストン５３に一
端を連結したピストン棒５４の他端と連結されて
いる。

前記ピストン５３とシリンダ５２の図において
左側壁との間には、スプリング５５が配設されピ
ストン５３を常に右方に移動すべく付勢してい
る。シリンダ５２の図において右側壁に設けられ
た入口はパイプ５６を介して前記吸気管３２（又
は排気管３６）と連通しており、該シリンダ５２
とピストン５３とによつて形成された図において
右側の室は圧縮気３１のから吐出する圧縮空気
（又は排気管３６を流れる排気ガスによるターボ
過給機のタービン入口圧力）に応じて作動するよ
うになつている。

なお、前記ターボ過給機３０はエンジン３５の
中速において最大能力になるように設定されたも
のが用いられる。換言すれば通常の過給方式にお
けるターボ過給機より約２分の１のガス流量の能
力をもつたターボ過給機を使用する。即ち、エン
ジンの最高回転数が2000rpmの場合、第２図に示
すように例えば1000rpmにおいて点５の吐出量と
吐出圧力が得られるようなターボ過給機を選定す
る。

このようなターボ過給機によつて得られる吐出
圧力は、通常の過給方式における1000rpmでの吐
出圧力である点１１に比して理論上約４倍とな
り、その分のエンジン出力増加が可能である。

また、エンジンのアイドリング速度例えば
500rpmでは、通常の過給方式の1000rpm時にお
ける点１１の過給圧力を得ることが可能であり、
アイドリング時におけるトルクも通常の過給方式
に比してそれだけ高めることができる。

このようにエンジンの中速で最大能力を発揮す
るようにマツチングされたターボ過給機を装着し
た場合には、エンジンを中速以上の回転速度に高
めようとすると、ターボ過給機は過回転となり破
損してしまう。

そこで本発明は中速以上においてロータリバル
ブ４２，…の開閉時期を調整する。即ち、中速以
上においてエンジン回転数の増加に従つてロータ
リバルブ４２，…の開閉時期を早める。このこと
はエンジン回転数に反比例した量の空気を吸気行
程時に吸入することである。同時に燃料供給量も
空気量に比例させる。

従つて、中速以上においてはエンジンの時間当
りの空気吸入量と燃料供給量は一定となり、中速
以上ではエンジン回転数にかかわらず一定出力
（馬力）となる。一方、トルクはエンジン回転数
に反比例して第２図のトルクカーブ６−１２に示
す如く減少する。

一定出力のエンジンからの排気出力も又、一定
のエネルギーを有し、従つて、一定のエネルギー
で駆動される排気タービン３７は圧縮機３１を一
定出力で駆動する。

第２図の作動点５はエンジンの中速例えば
1000rpm全負荷時におけるターボ過給機３０の出
口圧力と流量を示し、1000rpm以上においてはこ
の作動点５の圧縮空気の供給をエンジンが受ける
ことになる。

ここで、第１図に示す過給エンジンの作動につ
いて説明する。

ターボ過給機３０は中速例えば1000rpmで最大
能力になるように設定されたものが使用されてい
るので、アイドリングから1000rpmまでは第２図
の曲線１１−５に沿つた過給圧力が得られる。こ
の過給圧力に応じて燃料供給量を増減する装置、
例えば公知のブーストコンペンセーター等により
燃料供給量を調節すると、燃料供給量に略略比例
してトルクが発生し、トルクは第２図のトルクカ
ーブ８−６に沿つて上昇する。

エンジンの回転数を更に高めると、過給機３０
の吐出圧も増大し、吸気管３２内の圧力も高ま
る。

吸気管３２内の圧力はパイプ５６を介して作動
シリンダ５２の右側の室に作用し、ピストン５３
をスプリング５５のばね力に抗して図において左
方へ移動する。このピストン５３の変位はピスト
ン棒５４に伝えられ、さらにリンク４９も左方に
移動させ、該リンク４９に他端が連結された調整
レバー４８を軸４７を中心として図において時計
方向に回動し、該レバー４８の一端が係合してい
る調整駒４５を図において右方に移動させる。

調整駒４５の右方への移動は、回転軸４４から
駆動軸４３に伝えられる回転の位相を進めるよう
になつているので、ロータリバルブ４２，…の開
閉時期を早め、即ち、ロータリバルブの弁閉時期
を早めて吸入空気量を減少させる。

同時にリンク４９ａの左方への移動により燃料
調整装置５１のレバー５０を作動し、エンジン３
５の毎回転当りの燃料供給量を減少する。エンジ
ン３５の吸気量と燃料供給量は、時間当りで一定
になるようにこれらの調整機器は設定されてい
る。

例えば、中速時の1000rpmでターボ過給機３０
が最大能力になるように設定されている場合は、
高速例えば2000rpmになつた時は、毎回転のエン
ジン吸気量と燃料供給量を２分の１とすることに
より、時間当りの排気ガスの流量と熱エネルギー
は一定となり、従つて、排気タービン３７には中
速1000rpm時における負荷と同一の負荷を高速時
にも与えることになる。このため、圧縮機３１は
高速時にも中速1000rpm時と同一の吐出圧力と空
気流量が得られる。

このように中速以上ではエンジンが受ける時間
当りの空気量と燃料供給量とは一定となるので、
発生馬力は中速以上では一定となる。従つて、ト
ルクは回転数に反比例し、中速から高速にかけて
トルクが減少する車輛用原動機として最も好まし
い一定馬力型のエンジンを得ることができる。

なお、前記作動シリンダ５２を排気管３６とパ
イプによつて接続し、該シリンダに排気ガスを作
用させても同様の効果が得られる。即ち、排気管
３６内の圧力も、吸気管３２内の圧力と同様にガ
ス流量の２乗に比例して増大するからであつて、
この圧力を中速以上において一定に保つように調
整することにより上記と同様の作用効果を得るこ
とができるのである。

第３図は前記ロータリバルブ４２，…の開閉時
期調整手段の他の実施例を示すもので、遠心力を
利用して前記調整駒を作動させるようにしたもの
である。

ロータリバルブと連動回転する駆動軸６０とタ
イミング歯車６１の回転軸６２のそれぞれ対向す
る端部には、ヘリカルスプライン６０ａと６２ａ
が相互に反対方向のねじれをもつて形成され、こ
のヘリカルスプラインには調整駒６３の内周に形
成された突起６３ａ，６３ｂが噛合している。回
転軸６２を回転させるタイミング歯車６１はボー
ルベアリング６４，６５によつて回転自在に軸支
されており、このタイミング歯車６１の内側面凹
部内にブラケツト６６が形成され、該ブラケツト
６６に遠心重り６７，６７がピン６８，６８によ
つて揺動可能に支承されている。そしてこの遠心
重り６７に一体的に形成された内突起６７ａ，６
７ａが前記調整駒６３の図において左端に当接し
ている。一方、駆動軸６０の大径部６０ｂと調整
駒６３の右端との間には反発ばね６９が配設さ
れ、調整駒６３を常に遠心重り６７，６７の内突
起６７ａ，６７ａに押しつけている。

調整駒６３の外周に形成された環状の係止溝６
３ｃには、軸７０によつて回動自在に軸支された
調整レバー７１の一端が係合しており、該調整レ
バー７１の他端はリンク７２を介して燃料流量調
整装置７４のレバー７３に連結されている。

前記遠心重り６７，６７は所定の回転数以上に
なると反発ばね６９のばね力に抗して拡大的に揺
動するため、その内側突起６７ａ，６７ａによつ
て調整駒６３を右方に移動させる。従つて、この
調整駒６３の突起６３ａ，６３ｂと噛合つている
ヘリカルスプライン６２ａ，６０ａによつて回転
軸６２と駆動軸６０に位相差を与える。即ち、駆
動軸６０をロータリバルブの弁閉時期を早める方
向に回動する。このため、エンジンに吸入される
空気量が減少される。

一方、調整駒６３の右方への移動に伴い、該調
整駒６３の係止溝６３ｃと一端が係合している調
整レバー７１が軸７０を中心に時計方向に回動
し、該調整レバー７１の他端とリンク７２を介し
て連結された燃料流量調整装置７４のレバー７３
を燃料流量を減少する方向に作動する。

従つて、エンジンが所定の回転数を超えると、
回転増加に伴いエンジンの毎回転当りの吸入空気
量および燃料供給量を回転数に反比例して減少さ
せることになり、所定回転数以上における出力を
一定とすることができる。

第４図は更に他の実施例を示すもので、デイー
ゼルエンジンの燃料供給装置である燃料噴射ポン
プの燃料噴射量と吸気圧力に応じてロータリバル
ブの弁開閉時期を制御し、エンジンに如何なる運
転状態においても一定の燃量空気比の燃料と空気
を供給するようにしたものである。

燃料噴射ポンプ８０のガバナー（図示せず）は
例えばトルクカム、アングライヒ等の公知の装置
により、エンジン回転数に応じて燃料の最大噴射
量が第２図のトルクカーブ１４−６−１２になる
ように設定されている。

燃料噴射ポンプ８０の燃料制御ラツク８１はカ
バナによつて作動され燃料噴射量を調節するもの
で、このラツク８１は図示例によれば、左方矢印
の方向に移動すると燃料噴射量が増大する構造で
ある。

従つて、運転者の意図またはガバナーが燃料噴
射量を増大すべく作動すると、ラツク８１は勿論
左方に移動する。

ラツク８１の先端には、このラツクの移動方向
と直角に溝８２が設けられており、該溝８２に三
角形状のリンク８３に植設されたピン８４が回転
自在かつ移動自在に嵌入している。

リンク８３はピストン棒８５の先端に植設され
たピン８６にも回転自在に連結されており、ま
た、このピストン棒８５はピストン８７に固定さ
れている。

ピストン８７はボルト８９によつて燃料噴射ポ
ンプ８０またはエンジン本体（図示せず）に固定
されているシリンダ８８内に摺動可能に収納され
ている。

ピストン８７とシリンダ８８の左側壁との間に
は反発ばね９０が張設されており、ピストン８７
は常に図において右方に移動すべく押圧されてい
る。

シリンダ８８の右側壁には連通口９１が設けら
れ、該連通口９１が第１図における給気管３２と
連通しており、給気管３２内の圧力がシリンダ室
９２に作用するようになつている。

従つて、第１図の給気管３２内の圧力、即ち過
給圧力が高い場合は、シリンダ室９２内の圧力も
高くなり、その圧力に応じてピストン８７を反発
ばね９０のばね力に抗して左方に移動させ、ピス
トンロツド８５を介してリンク８３をピン８４を
支点として反時計方向に回動する。

リンク８３の左端に植設されたピン９３は、ピ
ストン弁９４の下端にその移動方向と直角に穿設
された溝９５内に回転自在かつ移動自在に嵌入さ
れている。従つて、ラツク８１が図において左方
矢印方向に移動されると、リンク８３はピン８６
を支点として時計方向に回動し、また、ピストン
棒８５が図において右方に移動するとリンク８３
はピン８４を支点として時計方向に回動して、ピ
ストン弁９４を弁体９６に対して相対的に上方に
移動させ、弁体９６の室９７とピストン弁９４の
室９８とを連通させる。

室９８は通路９９を経て油圧ポンプまたは空気
圧縮機に接続された可撓管１００に連通してお
り、必要な圧力と流量の流体の供給を受けるよう
になつている。

ピストン弁９４の上方への移動によつて室９７
と室９８が連通すると、流体はこの室９７に流入
し、通路１０１を経て弁体９６に一体的に構成さ
れたピストン棒１０５に設けられた通路を通つ
て、噴射ポンプ本体またはエンジン本体にボルト
１０７によつて取付けられたシリンダ１０６の室
１０２に流入する。

室１０２内に流入する流体の圧力によりピスト
ン１０３はばね１０４の力に抗して上方に移動す
る。

前記ピストン棒１０５はピストン１０３の下面
に固定されており、従つて、ピストン１０３の上
方への移動は、ピストン弁９４の室９８と弁体９
６の室９７との連絡を閉じる方向の相対的動きを
生じ、この両室の連絡が閉じるまでピストン１０
３はシリンダ１０６内をばね１０４のばね力に抗
して上方に摺動する。

ピストン１０３の上面にはピストン棒１０８が
固定されており、このピストン棒の上端はピン１
０９によつてリンク１１０の下端と回転自在に連
結され、該リンク１１０の上端もピン１１１によ
つて調整レバー１１２に回転自在に連結されてい
る。

調整レバー１１２は第１図における調整レバー
４８と同様のもので、軸１３３によつて回動可能
に軸支されており、その上端は調整駒４５と係合
している。なお、該調整駒４５と噛合する駆動軸
４３および回転軸４４に形成されるヘリカルスプ
ラインは前記第１図のヘリカルスプライン４３
ａ，４４ａと各々全く反対のねじれ方向に構成さ
れている。従つて、ピストン１０３の上方への移
動、即ちこの調整レバー１１２の軸１３３を中心
とする時計方向の回動は、（第１図に示す）ロー
タリバルブ４２の弁閉時期を遅らせるようになつ
ている。

リンク８３がピン８６またはピン８４を支点と
して反時計方向に回動すると、ピン９３が溝９５
内を移動しつつピストン弁９４を下方に移動し、
弁体９６に対し相対的に下方に変位させ、室９７
と室１１３とを連通させる。従つて、シリンダ１
０６の室１０２内の流体は通路１０１、室９７、
室１１３、通路１１４を通つて戻り油管または大
気にと連通する。従つて、ピストン１０３はばね
１０４のばね力によつて室１０２内の流体を排出
しつつ下方に移動する。ピストン１０３の下方へ
の移動に伴いピストン棒１０５および弁体９６が
下方に移動し、室９７と室１１３がピストン弁９
４によつて閉じられるまで移動される。

ピストン１０３の下方への移動によりピストン
棒１０８も下方に移動し、リンク１０１を介して
調整レバー１１２を軸１３３を中心として反時計
方向に回動させ、調整駒４５を図において左方に
移動せしめて前記ロータリバルブ４２の開閉時期
を早める。

なお、弁体９６、シリンダ１０６、シリンダ８
８に設けられた通路１１５，１１６，１１７は、
各々室１１８，１１９，１２０と大気を連絡する
連通口である。

以下、本装置の作動について説明する。

運転者によつて例えばアクセルペダルが踏み込
まれると、ラツク８１が左方（矢印方向）に移動
され燃料噴射量が増大される。このラツク８１の
左方への移動により、該ラツク８１の端部に形成
された溝８２と係合しているピン８４が左方に移
動せしめられる。

従つて、該ピン８４を植設したリンク８３はピ
ン８６を中心として時計方向に回動し、該リンク
８３に植設されたピン９３が溝９５内を左方に移
動しつつ、ピストン弁９４を上方に移動させる。

ピストン弁９４の上方への移動は、前述の説明
により明らかなごとく調整レバー１１２を軸１３
３を中心として時計方向に回動させ、（第１図に
示す）ロータリバルブ４２の弁閉時期を遅らせ
（吸気弁の開閉時期と一致させる方向に作動さ
せ）、燃料噴射量の増加に対応する分だけエンジ
ンの吸入空気量を増加させる。

吸入空気量と燃料噴射量の増加は、当然に排気
エネルギーを増加させ、ターボ過給機の排気ター
ビンの駆動力を増大し、これにより駆動される圧
縮機を附勢し、当然に過給圧力は上昇する。

このことは、第１図に示す給気管３２内の圧力
上昇となり、該給気管３２と連通する第４図にお
けるシリンダ８８の室９２内の圧力が高まつて、
ピストン８７およびピストン棒８５を反発ばね９
０のばね力に抗して図において左方に移動させ
る。

従つて、該ピストン棒８５とピン８６によつて
連結されているリンク８３は、ピン８４を中心と
して反時計方向に回動する。

リンク８３の反時計方向の回動により、ピン９
３は溝９５内を右方へ移動しつつ、ピストン弁９
４を下方に移動する。ピストン弁９４の下方への
移動は前述したように、調整レバー１１２を軸１
３３を中心に反時計方向に回動し、前記ロータリ
バルブ４２の開閉時期を早めて、給気圧力上昇に
よるエンジン吸気量を調整する。

本実施例による装置はこのような作動をするの
で、全負荷時ばかりでなく常時燃料噴射量とエン
ジン吸気量との比率は一定に保たれる。

本実施例では燃料噴射量とエンジン吸気量を常
に一定の割合に保ち、さらに可能な限り空気過剰
率を低減するように設定される。

従つて、エンジンの如何なる運転状態において
も本実施例の装置を採用することにより、最高出
力時の空気過剰率を維持することは可能であり、
このため燃焼温度も最高出力時と同様に高く、高
い熱効率が期待できるとともに、また排気温度も
高くターボ過給機の排気タービンを高効率に駆動
することができる。

このことはまた低い排気圧力で高い過給圧力の
発生を意味し、第５図に示すＰ−Ｖ線図における
斜線部の面積を大きくし、吸気行程において給気
圧力によるピストンでの動力回収量を大きくする
ことができ、エンジンの出力と熱効率を向上させ
ることができる。

エンジンを第２図の線８−６の間の点１５にお
いて作動させるとき、この場合、燃料噴射量とそ
れに伴つて発生するトルクは、ターボ過給機によ
つて発生する給気圧力によつて支配される。

ターボ過給機によつて発生し得る給気圧力は、
その特性上第２図における曲線４−５上にあるか
ら、例えば曲線４−５上の点１６の場合は、燃料
噴射量はそれに相応した量でなければならない。

エンジンの運転者の意図またはカバナーが点１
７のトルクを要求しても、シリンダ８８の室９２
内の圧力、即ち給気圧力は点５に比して低いの
で、ピストン８７は反発ばね９０に抗して充分に
左方へ移動せず、室９２内の圧力とばね９０のば
ね力とがバランスする位置に停止する。

このとき、ラツク８１は運転者の意図により左
方に移動せしめられ、ピン８６中心にリンク８３
を時計方向に回動して、ピン９３を上方に変位さ
せ、ピストン弁９４を上方に移動させる。

ピストン弁９４の上方への移動は、前述のよう
に調整レバー１１２を軸１３３を中心に時計方向
に回動し、前記ロータリバルブ４２の弁閉時期を
遅らせ、終りには吸気弁の開閉時期と一致した状
態となる。

この状態では、シリンダ１０６の下端１２１と
弁体９６の上端１２２は接触して、ピン９３の更
に上方への移動を妨げている。

従つて、ピン８４即ちラツク８１はこの状態の
位置より左方へは移動できず、燃料の噴射量は制
限される。即ち本実施例の装置は、給気圧力によ
つて最大燃料噴射量を規制する公知のブーストコ
ントロールと同様の機能を有するものである。

更にエンジン回転数が増大すると、過給圧力は
ターボ過給機の特性によつて第２図における曲線
１６−５に沿つて増大する。

このとき、前述の如くロータリバルブ４２は全
開状態即ち吸気弁の開閉時期と一致しており、ピ
ン９３は更に上方に変位できない状態にあり、一
方、過給圧力の増大により、ピストン８７は反発
ばね９０を更に圧縮して左方に移動し、ピストン
棒８５とリンク８３とを連結しているピン８６を
左方に移動せしめる。従つて、リンク８３に植設
されたピン９３は溝９５内を左方に移動し、また
ピン８４も左方に移動するため、該ピン８４と係
合しているラツク８１も左方に移動して燃料噴射
量を増加する。

この作動は、第２図におけるターボ過給機の作
動曲線１１−５に沿つた給気圧力に応じて燃料噴
射量を増加して、適度な燃料空気比を維持しつつ
それに相応するトルクを曲線８−６に沿つて発生
せしめる。

第８図における点５でターボ過給機はその最大
給気圧力を発生し、これに伴つて燃料噴射量は最
大となり、エンジンの発生トルクも最大値とな
る。

更にエンジン回転数が増加すると、燃料噴射量
は公知の技術を応用したガバナーによりトルクカ
ーブ６−１２に示される如く回転数に反比例して
減少せしめられる。

このときのエンジンの吸気量の調整について第
４図により説明すると、前記トルクカーブの点６
における給気圧力は最大であるので、ピストン８
７およびピン８６は最も左側にあり、エンジン回
転数の増加に伴う燃料噴射量の減少はラツク８１
を右方に移動させる。

このため、ラツク８１と係合しているピン８４
は右方へ変位し、リンク８３はピン８６を中心に
反時計方向に回動し、ピン９３は溝９５に沿つて
右方に移動しつつピストン弁９４を下方に移動さ
せる。

ピストン弁９４の下方への移動は、前述したよ
うに調整レバー１１２を軸１３３を中心に反時計
方向に回動させ、ロータリバルブ４２の弁閉時期
を早める。従つて、エンジンの吸入空気量を制限
し燃料噴射量の減少に対応して吸気量を減少させ
る。

このため、第２図におけるトルクカーブ６−１
２間では、時間当りの燃料噴射量とエンジンの吸
入空気量は一定となり、従つて、排気ガスのエネ
ルギーも一定となるため、ターボ過給機は第２図
におけるトルクカーブ６−１２の区間では最大能
力点である点５で常時運転される。

なお、過給エンジンにおいては給気圧力が高
く、無過給エンジンと同一の圧縮比では燃焼時の
最高圧力が非常に高くなり、強度上問題があるた
め、低圧縮比とすることが要求され、それに伴い
低温始動性が困難になるという不具合がある。

この問題を本発明における制御弁即ち、上記実
施例におけるロータリバルブを利用して解決する
ことができる。

即ち、第６図は始動時のサイクルを示すもの
で、曲線ａは排気弁、曲線ｂは吸気弁、曲線ｃは
前述のロータリバルブのそれぞれの開口面積を示
すものであり、ロータリバルブの弁開時期を吸気
弁の開閉期に対して極端に遅られる。

従つて、吸気行程の始めはロータリバルブｃは
閉じているので、空気の吸入は行われず、エンジ
ンピストンの下降によりロータリバルブと吸気弁
との間の吸気ポート内および燃焼室内にある空気
が膨張する。

これは断熱膨張であつて温度低下を伴うが、吸
気下死点近くでロータリバルブが開くと急速に空
気がシリンダ内に流入し、シリンダ内の空気を断
熱圧縮し、膨張前の温度とすると同時に、下死点
近くでシリンダ内に流入した空気も断熱的に圧縮
されて、吸気終りの空気の温度は上昇する。

実験の結果では、上記断熱膨張時に0.5気圧ま
で減圧した場合は、吸気終りの温度を約50℃高め
ることができる。

従つて、圧縮上死点におけるシリンダ内の空気
温度も当然高くなり、低温始動性が良好となる。

なお、第７図に示す排気カムを利用することに
より、更に効果的な低温時の始動が可能となる。

第７図に示す排気カムは二つのカム部を有し、
主カム１３０は通常の排気カムと全く同一の機能
をもち排気弁を第６図におけるａ線のように作動
する。副カム１３１は第６図ｄ線で示すように、
吸気弁の閉じる直前の短かい期間小さい揚程で排
気弁を開かせ、吸気行程の終期付近で排気をシリ
ンダ内に逆流させるものである。

従つて、初爆以前では排気管内のガス温度は大
気温度であるため、初爆条件は変らないが、初爆
以後は燃焼した高温の排気ガスがシリンダ内に逆
流し、圧縮始めのシリンダ内ガス温度を高め、低
温始動時の回転上昇をスムーズにすることができ
る。

第８図は第７図に示す排気副カム１３１を有す
る排気カムを使用した場合のアイドル運転状態を
示すもので、ロータリバルブの弁閉時期が吸気弁
に対して極端に早められ、吸気行程において小量
の空気を吸入後、ロータリバルブは閉じる。従つ
て、吸気はピストンの下降によつて断熱膨張し、
圧力と温度を低下する。吸気下死点近くになると
排気副カム１３１により排気弁が開き、高温の排
気ガスがシリンダ内に逆流し、圧縮始めのシリン
ダ内ガスの圧力と温度を高め、良好な燃焼を行わ
せることができ、低温時における低圧縮比直接噴
射デイーゼルエンジンの欠点である青煙や臭気の
発生を防止することができる。

なお、排気副カム１３１による排気弁の開口面
積は小さく、期間も短かいので高速回転時にはそ
の効果は小さく、更に中速時の中負荷時でも第９
図に示すように、ターボ過給機の働きにより吸気
圧力は排気圧力よりも高く、また、ロータリバル
ブの弁閉時期はアイドリング時に比べて遅れ、吸
気行程時の膨張比は小さいため、排気副カムによ
る排気ガスの逆流は殆んど無視できる程度であ
り、高速、中速時におけるエンジンの性能および
熱効率に及ぼす悪影響はない。

第１０図は上記実施例による始動装置の作動機
構を示すもので、調整レバーは第４図に示された
ものと異なり二つのレバー１４０と１４１とから
なり、該両レバー間には引張りばね１４２が張設
されており、このばねの力によつてレバー１４１
に設けられた突起１４１ａがレバー１４０の上面
に当接して、通常の運転状態では両レバーは一体
的に作動するようになつている。なお、レバー１
４０の図において左端が第４図におけるリンク１
１０に連結される。

レバー１４１の下端にはピン１４５が植設され
ており、このピンはリンク１４３に形成された溝
１４４内を左右に移動自在に嵌合している。

リンク１４３の左端は例えば運転室にある手動
操作杆に連結された調節棒１４６にピン１４７に
よつて回動自在に連結している。

第６図に示す如く、ロータリバルブの弁開時期
を極端に遅らせる場合は、調節棒１４６を左方に
移動し、リンク１４３の溝１４４の右端部１４４
ａによつてピン１４５を左方に変位させる。

従つて、レバー１４１は軸１３３を中心に時計
方向に回動し、該レバー１４１の上端に係合され
る第４図における調整駒４５を右方に移動して、
ロータリバルブの弁開時期を第６図において点線
で示す位置まで遅らせることができる。なお、こ
のレバー１４１の作動時にはレバー１４０は動か
ず、引張ばね１４２が伸ばされ、突起１４１ａが
レバー１４０から離れる。

なお、エンジンの通常運転時におけるレバー１
４０および１４１の作動時には、レバー１４１が
軸１３３を中心に回動してもその下端に植設され
たピン１４５は、リンク１４３の溝１４４内を移
動して両レバーの作動を妨げることはない。

【図面の簡単な説明】

第１図はターボ過給エンジンの略線図、第２図
はターボ過給エンジンの特質を示すグラフ、第３
図は他の実施例を示す断面図、第４図はさらに他
の実施例を示す一部断面平面図、第５図はミラー
サイクルを実現したＰ−Ｖ線図、第６図は弁の開
口面積とＰ−Ｖ線との関係を示すグラフ、第７図
はカムプロフイールの平面図、第８，９図は弁の
開口面積とＰ−Ｖ線との関係を示すグラフ、第１
０図は始動時の弁閉時期遅れ手段の平面図であ
る。 ３０……ターボ過給機、３１……圧縮機、３４
……吸気枝管、３５……エンジン、４０……タイ
ミング歯車、４２……ロータリーバルブ、４３…
…駆動軸、４３ａ，４４ａ……ヘリカルスプライ
ン、４５……調整駒、４８……調整レバー、４
９，５０……連結棒、５１……燃料量調整装置、
５２……シリンダ、５３……ピストン、５６……
パイプ、６０……駆動軸、６１……タイミング歯
車、６２……回転軸、６０ａ，６２ａ……ヘリカ
ルスプライン、６３……調整駒、６７……遠心重
り、６９……反発スプリング、７１……調整レバ
ー、７４……燃料量調整装置、８０……燃料噴射
ポンプ、８１……ラツク、８３……リンク、８５
……ピストン棒、８７……ピストン、９０……反
発ばね、９２……室、９４……ピストン弁、９６
……弁体、９７，９８……室、１０１……通路、
１０２……室、１０３……ピストン、１０４……
ばね、１０５……ピストン棒、１０８……ピスト
ン棒、１０９……ピン、１１０……リンク、１１
１……ピン、１１２……レバー、１３０……主カ
ム、１３１……排気副カム。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ ４サイクルエンジンの中速において最大出力
   を発生するターボ過給機を具備し、 上記エンジンの吸気通路にこのエンジンの回転
   と同期して回転するロータリーバルブを設け、 上記ターボ過給機の出力に応じて上記ロータリ
   ーバルブの開閉時期および上記エンジンへの燃料
   供給装置を同時に調整しかつ上記ターボ過給機の
   高出力時には上記ロータリーバルブの閉時期をそ
   の下死点前になるように調整する調整手段を設け
   た ことを特徴とするターボ過給４サイクルエンジ
   ン。 ２ 特許請求の範囲第１項において、調整手段は
   ターボ過給機からの吐出圧力に応じて作動するよ
   うに構成したことを特徴とするターボ過給４サイ
   クルエンジン。 ３ 特許請求の範囲第１項において、調整手段は
   ターボ過給機のタービン入口圧力に応じて作動す
   るように構成したことを特徴とするターボ過給４
   サイクルエンジン。