JP2002213244A - 車両用自然吸気式内燃機関 - Google Patents

車両用自然吸気式内燃機関

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JP2002213244A
JP2002213244A JP2001011371A JP2001011371A JP2002213244A JP 2002213244 A JP2002213244 A JP 2002213244A JP 2001011371 A JP2001011371 A JP 2001011371A JP 2001011371 A JP2001011371 A JP 2001011371A JP 2002213244 A JP2002213244 A JP 2002213244A
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intake
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一紀 菊池
Tomoji Iijima
智司 飯▲島▼
Masatake Suzuki
正剛 鈴木
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Abstract

(57)【要約】 【課題】 無負荷域から高負荷高回転域を含む運転域を
有する車両用自然吸気式内燃機関において、高負荷高回
転域を含む全運転域でミラーサイクルにより運転するこ
とにより燃料消費率の一層の改善を図ると共に、簡単な
構造で内燃機関の生産性を向上させ、しかも内燃機関の
コスト増および重量増の抑制を図る。 【解決手段】 車両用自然吸気式内燃機関Ｅは、ピスト
ン８が往復動自在に嵌合するシリンダ２と、無負荷域か
ら高負荷高回転域を含む全運転域で一定の開閉時期で開
閉される吸気弁35および排気弁36とを備える。吸気弁35
の閉弁時期は、下死点前、またはシリンダ２内の吸気が
吸気弁35上流に逆流する下死点後の所定閉弁時期に設定
され、内燃機関Ｅの排気量は、高負荷高回転域において
吸気弁35が前記所定閉弁時期で閉弁される運転により内
燃機関Ｅの最大必要図示出力が得られる所定排気量に設
定される。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、ミラーサイクルで
運転される車両用自然吸気式内燃機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】従来、往復動内燃機関において、吸気弁
の閉弁時期が、下死点前、または、一旦シリンダ内に流
入した吸気が開弁している吸気弁から吸気ポートに逆流
する下死点後に設定された、いわゆるミラーサイクルで
運転される内燃機関が知られている。このミラーサイク
ルで運転される内燃機関では、オットーサイクルで運転
される内燃機関に比べて、圧縮行程上死点での圧縮圧力
（実質的な圧縮比）が低下する一方で、膨張比はオット
ーサイクルと同一に保たれるので、前記実質的な圧縮比
に対しては膨張比が大きくなることから熱効率が向上し
て、図示燃料消費率が改善される。しかしながら、ミラ
ーサイクルでは、吸気弁が前述のような閉弁時期に設定
されるため、体積効率が低下する。そのため、内燃機関
が、無負荷域から高負荷高回転域まで、負荷および回転
数が大きく変化する運転域で運転される車両用内燃機関
である場合には、高負荷での運転時に十分な出力が得ら
れない。そこで、不足する空気量を補充して高出力を得
るために過給装置を設けたり、内燃機関の運転域に応じ
てミラーサイクルとオットーサイクルとを切り換えて内
燃機関を運転するものがある。
【０００３】例えば、特開平８−２１８８７９号公報に
開示されたエンジンでは、シリンダヘッドに、吸気バル
ブおよび排気バルブのほかに、吸気通路から分岐して開
閉弁を有する吸気還流通路に連通する燃焼室側の開口部
を開閉する吸気還流バルブが設けられ、該吸気還流バル
ブが、排気バルブを駆動するカム軸により駆動されると
共に、該カム軸には位相角度可変装置が設けられる。そ
して、エンジンは、該位相角度可変装置により、部分負
荷時は、吸気還流バルブは吸気弁が閉じた後も開いてい
るタイミングに設定されて、シリンダ内に流入した吸気
が吸気還流通路を介して吸気通路に還流するミラーサイ
クルで運転され、高負荷時は、吸気還流バルブは吸気弁
と同時に閉じるタイミングに設定されて、オットーサイ
クルで運転される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】ところで、前述の従来
技術では、過給装置や位相角度可変装置を設ける必要が
あることから、内燃機関の構造が複雑となるうえに部品
点数が増えて、内燃機関のコストや重量が増加する難点
があった。また、前記公報に開示された従来技術では、
内燃機関の高負荷時にはオットーサイクルで運転される
ため、ミラーサイクルによる燃料消費率の改善が徹底さ
れない憾みがあった。
【０００５】本発明は、このような事情に鑑みてなされ
たものであり、請求項１ないし請求項３記載の発明は、
無負荷域から高負荷高回転域を含む運転域を有する車両
用自然吸気式内燃機関において、高負荷高回転域を含む
全運転域でミラーサイクルにより運転することにより燃
料消費率の一層の改善を図ると共に、簡単な構造で内燃
機関の生産性を向上させ、しかも内燃機関のコスト増お
よび重量増の抑制を図ることを共通の目的とする。そし
て、請求項２記載の発明は、さらに、最大必要図示出力
の設定の自由度を大きくすることを目的とし、請求項３
記載の発明は、さらに、低回転数で運転される内燃機関
の回転変動の抑制を図ることを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段および発明の効果】本願の
請求項１記載の発明は、ピストンが往復動自在に嵌合す
るシリンダと、無負荷域から高負荷高回転域を含む全運
転域で一定の開閉時期で開閉される吸気弁および排気弁
とを備えた車両用自然吸気式内燃機関において、前記吸
気弁の閉弁時期は、下死点前、または前記シリンダ内の
吸気が前記吸気弁上流に逆流する下死点後の所定閉弁時
期に設定され、前記内燃機関の排気量は、高負荷高回転
域において前記吸気弁が前記所定閉弁時期で閉弁される
運転により前記内燃機関の最大必要図示出力が得られる
所定排気量に設定された車両用自然吸気式内燃機関であ
る。
【０００７】この請求項１記載の発明によれば、所定排
気量の内燃機関は、高負荷高回転域におけるミラーサイ
クルでの運転により内燃機関の最大必要図示出力が得ら
れるように、従来の内燃機関に比べて排気量が大きくさ
れることで、最大必要図示出力を発生させるための吸入
空気量が確保されたうえで、内燃機関は、無負荷域から
高負荷高回転域を含む、負荷および回転数が大きく変化
する全運転域でミラーサイクルで運転されるので、運転
域の一部でミラーサイクルによる運転が行われるものに
比べて、図示燃料消費率が一層改善される。そのうえ、
高負荷高回転域において、車両の駆動に必要な最大出力
である最大必要図示出力を得るための構造として、シリ
ンダボアの径およびピストンのストロークにより決定さ
れる排気量を大きくするための構造は簡単であり、部品
点数が増加することもないため、内燃機関の生産性が向
上し、内燃機関のコスト増を抑制でき、さらに過給装置
を設ける場合に比べて内燃機関の重量増を抑制できるの
で、この点でも燃料消費率が改善される。
【０００８】請求項２記載の発明は、請求項１記載の車
両用自然吸気式内燃機関において、前記最大必要図示出
力は、発生可能な最大図示出力よりも小さく設定される
と共に、該最大図示出力が発生する第１所定回転数より
も低い機関回転数である第２所定回転数において得ら
れ、機関回転数を検出する回転数センサが前記第２所定
回転数を越える機関回転数を検出したとき機関出力を低
下させる出力低下手段が設けられたものである。
【０００９】この請求項２記載の発明によれば、請求項
１記載の発明の効果に加えて、次の効果が奏される。す
なわち、最大必要図示出力は、内燃機関が発生可能な最
大図示出力よりも小さくされ、回転数検出手段で検出さ
れる機関回転数に応じて制御される出力低下手段により
最大図示出力よりも小さな最大必要図示出力を任意の機
関回転数のときに発生させることができるので、最大必
要図示出力の設定の自由度が大きくなり、内燃機関の用
途や内燃機関に作用する最大負荷に応じて、コスト増や
重量増を招来することなく簡単に最適な大きさの最大必
要図示出力を設定できる。その結果、同一の内燃機関を
多様な種類の車両に使用できて、該内燃機関を搭載した
車両のコストを削減できる。
【００１０】さらに、最大必要図示出力は、内燃機関が
発生可能な最大図示出力よりも小さくされることで、内
燃機関がミラーサイクルで運転されるにしても、最大必
要図示出力が得られる第２所定回転数は、オットーサイ
クルで運転される内燃機関の最大図示出力と一致する最
大必要図示出力が発生する機関回転数よりも低くなるよ
うにすることが可能となるので、最大必要図示出力が発
生するときの摩擦損失動力が減少して、正味図示出力が
増加し、正味燃料消費率が改善される。
【００１１】請求項３記載の発明は、請求項１または請
求項２記載の車両用自然吸気式内燃機関において、前記
ピストンと連結されたクランク軸には、交流発電機およ
び遠心ウエイトを備えた発進クラッチが設けられたもの
である。
【００１２】この請求項３記載の発明によれば、引用さ
れた請求項記載の発明の効果に加えて、次の効果が奏さ
れる。すなわち、クランク軸に設けられた交流発電機お
よび発進クラッチが、クランク軸に付加された回転慣性
質量（フライホイール）として機能するため、比較的低
回転数で回転するクランク軸の回転変動が抑制されて、
スムーズな運転が可能となる。
【００１３】
【発明の実施の形態】以下、本願発明の一実施例を図１
ないし図３を参照して説明する。本願発明が適用される
自然吸気式内燃機関Ｅは、自動２輪車に搭載される、頭
上カム軸型で水冷式単気筒４サイクルの自然吸気式往復
動内燃機関であり、後述する変速クラッチC2およびマニ
ュアル変速機Ｍを備える伝動装置と共にパワーユニット
を構成する。図１および図２を参照すると、内燃機関Ｅ
は、左右割りのクランクケース１に、シリンダ２、シリ
ンダヘッド３およびヘッドカバー４が順次組み付けられ
て一体とされた機関本体を有する。内燃機関Ｅのクラン
ク軸５が、クランクケース１に保持された左右１対の主
軸受６，７を介してクランクケース１に回転自在に支持
され、シリンダ２には、前方のやや斜め上方を指向する
中心軸線を有するシリンダボア2aが形成され、該シリン
ダボア2aに嵌合するピストン８がコンロッド９を介して
クランク軸５に連結されて、ピストン８とシリンダヘッ
ド３との間に形成された燃焼室10内の燃焼圧力により往
復動するピストン８により、クランク軸５が回転駆動さ
れる。なお、この明細書において、「前後左右」は、車
体を基準としたときの「前後左右」を意味するものとす
る。
【００１４】クランク軸５の、玉軸受からなる主軸受６
の左方に延びる左軸端部には、主軸受６側から左方に向
かって駆動スプロケット11および交流発電機12が順次設
けられる。クランク軸５と一体に結合された駆動スプロ
ケット11と、シリンダヘッド３に回転自在に支持された
カム軸13に一体に結合されたカムスプロケット14との間
には、タイミングチェーン15が掛け渡されて、カム軸13
が、クランク軸５の１／２の回転数で回転駆動される。
さらに、カム軸13の左端には永久磁石を使用した磁気カ
ップリング16を介してカム軸13と駆動結合される冷却水
ポンプ17が設けられる。また、交流発電機12は、発電機
カバー12cに固定されたステータ12aと、該ステータ12a
の径方向外方を囲んでクランク軸５に一体に結合された
椀状のロータ12bとを備える。
【００１５】一方、クランク軸５の、ころ軸受からなる
主軸受７の右方に延びる右軸端部の外周には、クランク
軸５の回転軸線と同軸に、クランク軸５に回転自在に支
持された円筒状の連結部材18が設けられ、該連結部材18
の主軸受７側には１次駆動ギヤ19が一体に形成され、連
結部材18の右側の先端部は、遠心式の発進クラッチC1の
構成要素であるクラッチアウタ20に一体に結合される。
この発進クラッチC1は、さらにクランク軸５に一体に結
合されたクラッチインナ21と、該クラッチインナ21と一
体に結合されたプレート22に揺動自在に支持されて、機
関回転数が所定の回転数を越えたときに遠心力によりク
ラッチアウタ20に当接して、その摩擦力により発進クラ
ッチC1を接続状態とする複数の遠心ウエイト23とを備え
る。そして、発進クラッチC1は、内燃機関Ｅの機関回転
数が低回転数のときにも確実なトルク伝達を確保するこ
とが可能な比較的大きな遠心力が遠心ウエイト23に発生
するように、従来の内燃機関のそれよりも大型のものと
されるか、または大きな質量を持つ遠心ウエイト23を備
えたものとされる。
【００１６】１次駆動ギヤ19と噛合する１次被動ギヤ24
は、常時噛合い式の歯車変速機からなるマニュアル変速
機Ｍのメイン軸28に回転自在に支持され、該１次被動ギ
ヤ24は、メイン軸28の、クランクケース１から右方に突
出した右端部に設けられた変速クラッチC2のクラッチア
ウタ25にダンパを介して駆動連結される。変速クラッチ
C2は、運転者により操作されるリレーズ機構により摩擦
接合または接合解除がなされる多数のクラッチ板26を有
する摩擦式多板クラッチであり、多数のクラッチ板26が
スプリング力により摩擦接合したとき、クランク軸５の
トルクが、クラッチアウタ25を介してメイン軸28と一体
に結合されたクラッチインナ27に伝達されて、変速クラ
ッチC2が接続状態となり、多数のクラッチ板の摩擦接合
が解除されたとき、クラッチアウタ25からクラッチイン
ナ27へのトルクの伝達が断たれて、変速クラッチC2が非
接続状態となる。
【００１７】クランクケース１内でクランク軸５の後方
に配置されるマニュアル変速機Ｍは、メインギヤ群29が
設けられたメイン軸28およびカウンタギヤ群31が設けら
れカウンタ軸30を備え、図示されない変速操作機構によ
りシフトドラム32が回転されると、該シフトドラム32の
カム溝に係合したシフトフォークが支持軸上で左右方向
に適宜移動して、変速操作に対応したメインギヤ群29の
ギヤとカウンタギヤ群31のギヤとが適宜噛み合って変速
が行われる。
【００１８】それゆえ、クランク軸５のトルクは、発進
クラッチC1から１次駆動ギヤ19に伝達され、さらに、１
次駆動ギヤ19および１次被動ギヤ24からなる１次減速機
構、変速クラッチC2を介して、マニュアル変速機Ｍに伝
達され、変速後のトルクが、カウンタ軸30から２次減速
機構を介して後輪に伝達されて、後輪が回転駆動され
る。
【００１９】内燃機関Ｅにおいて、ピストン８との間に
燃焼室10を形成するシリンダヘッド３には、燃焼室10に
それぞれ連通する吸気ポート33および排気ポート34が設
けられ、さらに吸気ポート33の、燃焼室10側の開口であ
る吸気口33aを開閉する吸気弁35、そして排気ポート34
の燃焼室10側の開口である排気口34aを開閉する排気弁3
6が設けられる。そして、吸気ポート33の上流側である
シリンダヘッド３側面の開口には、図示されないスロッ
トル弁により流量制御された空気が流通する吸気管37が
接続され、該吸気管37には、吸気口33aに向かって燃料
を噴射して混合気を形成する燃料噴射弁39が設けられ、
また排気ポート34の下流側であるシリンダヘッド３側面
の開口には排気管38が接続される。また、燃焼室10に臨
んで、燃焼室10内の混合気に点火するための２つの点火
栓40（その一方が図示されている）がシリンダヘッド３
に装着される。
【００２０】さらに、シリンダヘッド３に固定された１
対の吸気ロッカ軸41および排気ロッカ軸42には、吸気ロ
ッカアーム43および排気ロッカアーム44が、それぞれ、
その中央部分において揺動自在に支持され、吸気および
排気ロッカアーム43，44の一端部には、カム軸13に一体
に形成された吸気カム45，46および排気カム45，46にそ
れぞれ摺接するローラが設けられ、吸気および排気ロッ
カアーム43，44の他端部は、吸気弁35および排気弁36の
弁ステムの端部にそれぞれ当接する。そして、吸気およ
び排気カム45，46の回転に応じて揺動される吸気および
排気ロッカアーム43，44により、吸気弁35および排気弁
36が、クランク軸５と同期して、所定の開閉時期および
リフト量で開弁駆動される。それゆえ、これらカム軸1
3、吸気および排気ロッカアーム43，44および吸気およ
び排気ロッカ軸41，42等により動弁装置が構成される。
【００２１】そして、吸気弁35および排気弁36の開閉時
期は、内燃機関Ｅの、無負荷域から前記スロットル弁の
全開時を含む高負荷高回転域に至る全運転域において一
定となるように設定され、そのうち吸気弁35の開弁時期
は、排気弁36とのオーバラップが生じる排気行程の上死
点前に設定され、閉弁時期は、吸気行程の下死点前、ま
たは該下死点後の圧縮行程にあって、一旦シリンダボア
2a内に吸入された吸気が吸気口33aを通って吸気弁35上
流の吸気ポート33に逆流する所定閉弁時期に設定され
る。一方、排気弁36の開弁時期は、膨張行程の下死点前
に、そして閉弁時期は吸気行程の上死点後にそれぞれ設
定される。このため、無負荷域から高負荷高回転域に至
る運転域を有する内燃機関Ｅは、高負荷高回転域を含む
その全運転域において、いわゆるミラーサイクルで運転
され、また吸気弁35の閉弁時期である前記所定閉弁時期
は、内燃機関Ｅの後述する最大必要図示出力PRが得られ
ることを前提として、燃料消費率等を考慮して適宜設定
される。
【００２２】そして、シリンダボア2aの径およびピスト
ン８のストローク量により定まる内燃機関Ｅの排気量
は、吸気弁35および排気弁36が、内燃機関Ｅの高負荷高
回転域を含む全運転域において前述の開閉時期で開閉さ
れる条件の下で、高負荷高回転域において、自動２輪車
を駆動するために必要とされる最大出力となる図示出力
の最大値である最大必要図示出力PRを発生することがで
きる吸入空気量が得られる最小排気量Ｖ0よりも大きい
所定排気量Ｖに設定される。
【００２３】この最小排気量Ｖ0は、吸気弁および排気
弁が内燃機関の全運転域で一定の開閉時期で開閉され、
しかも吸気弁の閉弁時期が、シリンダボアから吸気ポー
トへの吸気の逆流が殆ど生じない吸気行程の下死点後に
設定されて、最大必要図示出力と等しい大きさの最大図
示出力（図示出力の最大値）を発生する従来のオットー
サイクルで運転される自然吸気式の往復動内燃機関（以
下、「等価オットーサイクル機関」という）の排気量に
比べて大きい。その理由は、内燃機関Ｅでは、前記等価
オットーサイクル機関に比べ、吸気弁35が下死点前に閉
弁する、いわゆる吸気弁35の早閉じ、または吸気弁35が
下死点後に閉弁する、いわゆる吸気弁35の遅閉じがなさ
れることで、体積効率が小さくなるからであり、しかも
その体積効率の低下による吸入空気量の不足を補うため
の排気量の増大による機械的摩擦損失の増加分を補償す
る出力をさらに発生させる必要があるからである。
【００２４】そして、最小排気量Ｖ0は次のようにして
求めるられる。先ず、前記等価オットーサイクル機関の
排気量をＶ1（ｍ3）、体積効率をη1、最大図示出力
（これは、最大必要図示出力に等しい）を発生させるた
めに必要な吸入空気量をＱ1（ｍ3）とすると、 Ｑ1＝Ｖ1＊η1 （１） 次に、ミラーサイクルで運転される内燃機関において、
その排気量をＶ2（ｍ3）、ミラーサイクルでの運転によ
る体積効率をη2とすると、吸入空気量Ｑ1を吸入するた
めの排気量Ｖ2は次式で表される。 Ｖ2＝Ｑ1／η2＝Ｖ1＊（η1／η2） （２） 一方、前記等価オットーサイクル機関の摩擦による機械
的摩擦損失動力をＰSf 1（ｋＷ）とすると、そのときの
機械的摩擦損失動力ＰSf1の摩擦平均有効圧力ｐ mf1（ｋ
Ｐａ）は、 ｐmf1＝１２０＊ＰSf1／（Ｎ＊Ｖ1） （３） となる。なお、Ｎは、内燃機関の回転数である。そし
て、排気量Ｖ2の内燃機関の機械的摩擦損失動力Ｐ
Sf2（ｋＷ）は、この摩擦平均有効圧力ｐmf1を用いて ＰSf2＝ｐmf1＊Ｎ＊Ｖ2／１２０ （４） となり、排気量の増加分に起因する機械的摩擦損失動力
ＰSf（ｋＷ）は ＰSf＝ＰSf2−ＰSf1 （５） で求められる。ところで、スロットル弁が全開のとき、
ミラーサイクルで運転される前記等価オットーサイクル
機関の図示出力（ｋＷ）をＰS1とすると、その平均有効
圧力Ｐ me1（ｋＰａ）は、次式で表される。 Ｐme1＝１２０＊ＰS1／（Ｎ＊Ｖ1） （６） そして、機械的摩擦損失が増加したことによる出力低下
分を補う排気量Ｖf（ｍ3）は次式で求められる。 Ｖf＝１２０＊ＰSf／（Ｎ＊Ｐme1） （７） よって、最小排気量Ｖ0（ｍ3）は次式で求められる。 Ｖ0＝Ｖ2＋Ｖf （８） なお、排気量Ｖfを加えることで増える排気量に起因す
る機械的摩擦損失の増加分は僅かであり、無視できる程
度のものである。
【００２５】そして、この実施例では、前記等価オット
ーサイクル機関に比べて大きな排気量である最小排気量
Ｖ0よりも大きな所定排気量Ｖを有し、かつ吸気弁35お
よび排気弁36が前述の開閉時期で開閉されるミラーサイ
クルで運転される内燃機関Ｅの図示出力の最大値である
最大図示出力PM（図３参照）は、吸・排気系の通路径や
吸気弁35・排気弁36の径およびリフト量、圧縮比等の、
内燃機関Ｅの諸元により決定される一方で、最大必要図
示出力PRは、内燃機関Ｅが発生可能な最大図示出力PMよ
りも小さくなるように、後述する出力低下手段65により
設定される。さらに、所定排気量Ｖは、前記等価オット
ーサイクル機関の排気量よりも大きく、前記等価オット
ーサイクル機関の最大図示出力と等しい最大必要図示出
力が得られるときの後述する第２所定回転数N2は、前記
等価オットーサイクル機関が最大図示出力を発生すると
きの機関回転数よりも低い機関回転数とされる。
【００２６】また、燃料噴射量と点火時期とを制御する
制御手段である電子制御ユニット（ＥＣＵ）60には、機
関回転数を検出する回転数センサ61、前記スロットル弁
の開度を検出する開度センサ62、前記スロットル弁下流
の吸気圧力を検出する圧力センサ63、冷却水温度または
排気温度を検出する温度センサ64等の内燃機関Ｅの運転
状態を検出する検出手段である前記各種センサ61〜64か
らの検出信号が入力され、これら検出信号に基づいて、
燃料噴射弁39からは、機関運転状態に応じた噴射量で燃
料が噴射され、さらに点火コイル47での高電圧の発生時
期が制御されて、２つの点火栓40により、機関運転状態
に応じた点火時期で点火が行われる。
【００２７】ここで、内燃機関Ｅにおける前記スロット
ル弁全開時での図示出力と機関回転数との関係を説明す
るためのグラフである図３を参照して説明する。式
（８）で得られる最小排気量Ｖ0よりも大きく設定され
た所定排気量Ｖを有する内燃機関Ｅは、図中二点鎖線で
示されるように、機関回転数が第１所定回転数N1である
ときに、最大図示出力PMが発生する出力特性（実線で示
される）を有している。
【００２８】そして、この第１所定回転数N1で最大図示
出力PMを発生する出力特性を有する内燃機関Ｅにおい
て、第１所定回転数N1未満の第２所定回転数N2、例えば
第１所定回転数N1の２／３の機関回転数において、最大
必要図示出力PRが得られるように、開度センサ62で検出
される前記スロットル弁の開度が全開で、かつ回転数セ
ンサ61で検出される機関回転数が第２所定回転数N2を越
えたとき、電子制御ユニット60での一連の演算処理で構
成される出力低下手段65から、燃料噴射弁39の駆動を停
止する信号が出力されて、燃料噴射弁39からの燃料の供
給がカットされ、内燃機関Ｅの機関出力が低下させられ
る。ここで、第２所定回転数N2は、第１所定回転数N1未
満であることを前提に、内燃機関Ｅが搭載される車種や
内燃機関Ｅに作用する最大負荷に応じて必要とされる最
大必要図示出力PRに基づいて設定される。
【００２９】次に、前述のように構成された実施例の作
用および効果について説明する。図３には、理解を容易
にするために、内燃機関Ｅの所定排気量Ｖよりも小さい
排気量を有し、最大必要図示出力PRと等しい最大図示出
力Pmを発生する前記等価オットーサイクル機関の概略の
出力特性が破線で示されている。
【００３０】一般に、内燃機関には、クランク軸、クラ
ンクピン、ピストン、動弁装置等の各摺動部における摩
擦による機械的摩擦損失と、オイルポンプ、交流発電機
等の各種補機を駆動するための補機駆動損失とからなる
摩擦損失動力が発生するため、該内燃機関の正味出力
は、図示出力から摩擦損失動力を差し引いた値となる。
そして、この摩擦損失動力は機関回転数の増加に応じて
増加することから、図示出力は、最大図示出力に達する
までは、機関回転数が高くなるほど増加するものの、同
時に摩擦損失動力も増加する。
【００３１】そして、内燃機関Ｅの最大必要図示出力PR
が得られる機関回転数、すなわち第２所定回転数N2は、
前記等価オットーサイクル機関において最大図示出力Pm
が発生するときの機関回転数N3よりも低く、それに対応
して、内燃機関Ｅの摩擦動力損失（実線で示される）に
おいて最大必要図示出力PRのうちの摩擦損失動力PLM
は、破線で示される摩擦損失動力の、前記等価オットー
サイクル機関の最大図示出力Pmのうちの摩擦損失動力PL
mよりも小さいことがわかる。そして、内燃機関Ｅと前
記等価オットーサイクル機関とを比較すると、同じ大き
さの図示出力のうちの摩擦損失動力は、内燃機関Ｅのほ
うが少なくなっている。なお、内燃機関Ｅと前記等価オ
ットーサイクル機関とにおいて、機械的摩擦損失が生じ
る摺動部は同じ箇所とされ、また補機駆動損失を生じさ
せる補機は同一とされている。
【００３２】このように、自動２輪車に搭載された所定
排気量Ｖの内燃機関Ｅは、高負荷高回転域におけるミラ
ーサイクルでの運転により、内燃機関Ｅの最大必要図示
出力PRが得られるように、前記等価オットーサイクル機
関に比べて排気量が大きい最小排気量Ｖ0よりも大きな
所定排気量Ｖを有するため、最大必要図示出力PRを発生
させるための吸入空気量が確保されたうえで、内燃機関
Ｅは、無負荷域から高負荷高回転域を含む、負荷および
回転数が大きく変化する全運転域でミラーサイクルで運
転されるので、運転域の一部でミラーサイクルによる運
転が行われるものに比べて、図示燃料消費率が一層改善
される。
【００３３】そのうえ、高負荷高回転域において、自動
２輪車の駆動に必要な最大出力である最大必要図示出力
を得るための構造として、シリンダボア2aの径およびピ
ストン８のストロークにより決定される排気量を大きく
するための構造は簡単であり、部品点数が増加すること
もないため、内燃機関Ｅの生産性が向上し、内燃機関Ｅ
のコスト増を抑制でき、さらに過給装置を設ける場合に
比べて内燃機関Ｅの重量増を抑制できるので、この点で
も燃料消費率が改善される。
【００３４】回転数センサ61で検出される機関回転数が
第２所定回転数N2を越えたとき作動する出力低下手段65
が設けられることにより、第２所定回転数N2を適宜設定
することで、最大図示出力PMよりも小さな最大必要図示
出力PRを、第１所定回転数N1未満の任意の機関回転数の
ときに発生させることができるので、最大必要図示出力
PRの設定の自由度が大きくなり、内燃機関Ｅが搭載され
る車種や内燃機関Ｅに作用する最大負荷に応じて、コス
ト増や重量増を招来することなく簡単に最適な大きさの
最大必要図示出力PRを設定できる。その結果、同一の内
燃機関Ｅを異なる車種の自動２輪車に搭載でき、該自動
２輪車のコストを削減できる。
【００３５】さらに、最大必要図示出力PRは、内燃機関
Ｅが発生可能な最大図示出力PMよりも小さくなるように
内燃機関Ｅの所定排気量Ｖが大きくされることで、内燃
機関Ｅがミラーサイクルで運転されるにしても、最大必
要図示出力PRが得られる第２所定回転数N2は、オットー
サイクルで運転される前記等価オットーサイクル機関の
最大図示出力Pmと一致する最大必要図示出力が発生する
機関回転数N3よりも低くなる。すなわち、機関回転数が
第１所定回転数N1のとき最大図示出力PMを発生すること
が可能な内燃機関Ｅにおいて、内燃機関Ｅの機関回転数
が第１所定回転数N1未満の第２所定回転数N2を越えたと
き作動する出力低下手段65により、最大必要図示出力PR
が得られる。このとき、最大必要図示出力PRが発生する
第２所定回転数N2は、前記等価オットーサイクル機関に
おいて最大図示出力Pmが発生するときの機関回転数N3と
比べて低い回転数となり、最大必要図示出力PRのうちの
摩擦損失動力PLMは、前記等価オットーサイクル機関に
比べて減少するので、内燃機関Ｅの全運転回転域Ｒにお
ける高回転域で運転されるときにも、図示出力のうちの
摩擦損失動力PLは、前記等価オットーサイクル機関より
も減少して、その分、正味図示出力が増加するので、正
味燃料消費率が改善され、さらに前記高回転域での運転
頻度が高いときにも内燃機関Ｅの正味燃料消費率が一層
改善される。
【００３６】クランク軸５の軸端部に設けられた遠心ウ
エイト23を備えた発進クラッチC1およびロータ12bを有
する交流発電機12が、クランク軸５に付加された回転慣
性質量（フライホイール）として機能するため、比較的
低回転数で回転するクランク軸５の回転変動が抑制され
て、スムーズな運転が可能となる。さらに、内燃機関Ｅ
は前記等価オットーサイクル機関に比べて低い回転域で
運転されることから、低回転数においても確実な伝達力
を確保するために、発進クラッチC1は、前記等価オット
ーサイクル機関のものよりも大型とされたり、または前
記等価オットーサイクル機関に使用される遠心ウエイト
よりも大きな質量を有する遠心ウエイト23を備えたもの
とされるので、回転慣性質量を増加させることができ
て、前記回転変動が一層抑制される。
【００３７】また、機関回転数が第２所定回転数N2を越
えたとき、出力低下手段65は内燃機関Ｅに供給される燃
料をカットするので、点火時期を制御して機関出力を低
下させる場合に比べて、燃料消費が少なくなり、燃料消
費率が一層改善される。
【００３８】以下、前述した実施例の一部の構成を変更
した実施例について、変更した構成に関して説明する。
前記実施例では、出力低下手段65は、燃料噴射弁39を制
御して、燃料カットを行うものであったが、燃料噴射量
を減量するものであってもよく、また点火時期を最適点
火時期から大きく遅角または進角させるか、または点火
の停止または間引き点火を行うことで、内燃機関Ｅの機
関出力を低下させるものであってもよい。
【００３９】前記実施例では、内燃機関Ｅの所定排気量
Ｖは、最小排気量Ｖ0よりも大きく設定されたが、内燃
機関Ｅの所定排気量Ｖを最小排気量Ｖ0に等しく設定す
ることもでき、この場合には、最大必要図示出力PRと最
大図示出力PMとが一致することになる。そのため、最大
必要図示出力PRは、吸・排気系の通路径や吸気弁35・排
気弁36の径およびリフト量、圧縮比等の、内燃機関Ｅの
諸元により決定されるため、出力低下手段65は不要とな
る。
【００４０】前記実施例では、内燃機関Ｅは、自動２輪
車に搭載されるものであったが、内燃機関は、自動２輪
車以外の車両に使用されるものであってもよい。また、
内燃機関は多気筒であってもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本願発明の一実施例である内燃機関の、右側か
ら見た部分断面図である。
【図２】図１のＩＩ−ＩＩ線断面図である。
【図３】図１の内燃機関の図示出力と機関回転数との関
係を説明するためのグラフである。
【符号の説明】
１…クランクケース、２…シリンダ、３…シリンダヘッ
ド、４…ヘッドカバー、５…クランク軸、６，７…主軸
受、８…ピストン、９…コンロッド、10…燃焼室、11…
駆動スプロケット、12…交流発電機、13…カム軸、14…
カムスプロケット、15…タイミングチェーン、16…磁気
カップリング、17…冷却水ポンプ、18…連結部材、19…
１次駆動ギヤ、20…クラッチアウタ、21…クラッチイン
ナ、22…プレート、23…遠心ウエイト、24…１次被動ギ
ヤ、25…クラッチアウタ、26…クラッチ板、27…クラッ
チインナ、28…メイン軸、29…メインギヤ群、30…カウ
ンタ軸、31…カウンタギヤ群、32…シフトドラム、33…
吸気ポート、34…排気ポート、35…吸気弁、36…排気
弁、37…吸気管、38…排気管、39…燃料噴射弁、40…点
火栓、41，42…ロッカ軸、43，44…ロッカアーム、45，
46…カム、47…点火コイル、60…電子制御ユニット、61
…回転数センサ、62…開度センサ、63…圧力センサ、64
…温度センサ、65…出力低下手段、Ｅ…内燃機関、C1…
発進クラッチ、C2…変速クラッチ、Ｍ…マニュアル変速
機、PM…最大図示出力、PR…最大必要図示出力、PL…摩
擦損失動力。

Claims (3)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】 ピストンが往復動自在に嵌合するシリン
    ダと、無負荷域から高負荷高回転域を含む全運転域で一
    定の開閉時期で開閉される吸気弁および排気弁とを備え
    た車両用自然吸気式内燃機関において、 前記吸気弁の閉弁時期は、下死点前、または前記シリン
    ダ内の吸気が前記吸気弁上流に逆流する下死点後の所定
    閉弁時期に設定され、前記内燃機関の排気量は、高負荷
    高回転域において前記吸気弁が前記所定閉弁時期で閉弁
    される運転により前記内燃機関の最大必要図示出力が得
    られる所定排気量に設定されたことを特徴とする車両用
    自然吸気式内燃機関。
  2. 【請求項２】 前記最大必要図示出力は、発生可能な最
    大図示出力よりも小さく設定されると共に、該最大図示
    出力が発生する第１所定回転数よりも低い機関回転数で
    ある第２所定回転数において得られ、機関回転数を検出
    する回転数センサが前記第２所定回転数を越える機関回
    転数を検出したとき機関出力を低下させる出力低下手段
    が設けられたことを特徴とする請求項１記載の車両用自
    然吸気式内燃機関。
  3. 【請求項３】 前記ピストンと連結されたクランク軸に
    は、交流発電機および遠心ウエイトを備えた発進クラッ
    チが設けられたことを特徴とする請求項１または請求項
    ２記載の車両用自然吸気式内燃機関。
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