JP2004176619A - Overhead valve type internal combustion engine capable of two-cycle operation - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an overhead valve type internal combustion engine capable of conducting two-cycle operation in which sufficient supply gas quantity can be achieved in high-load operation. <P>SOLUTION: Inside a supply gas port 70, a fluid parting wall 200 is provided to part a passage in the supply gas port into a cylinder wall side passage 73 and an exhaust valve side passage 74. Based on the form of the fluid parting wall 200, flow speed of supply gas in the cylinder wall side passage 73 is set larger, and flow speed of supply gas in the exhaust valve side passage 74 smaller. On the exhaust valve side flow passage 74, a control valve may be provided. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、２サイクル運転が可能な頭上弁式内燃機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ガソリンエンジンは、４サイクル運転を行うのが普通であるが、２サイクル運転が可能なガソリンエンジンも提案されている（例えば特許文献１）。
【０００３】
【特許文献１】特開平１０−５４２４７号公報
【特許文献２】特開２００１−２６３０６７号公報
【０００４】
特許文献１に記載されたエンジンは、給気弁と排気弁がいずれもシリンダヘッドに設けられている頭上弁式内燃機関である。２サイクル運転が可能な頭上弁式内燃機関では、いわゆる掃気期間において、排気が新気によって効率良く燃焼室から排出されるようにするための様々な工夫がなされている。例えば特許文献１のエンジンでは、給気弁の側壁のうち、シリンダ中心の近くに、いわゆる「マスク壁」と呼ばれる壁面が設けられている（特許文献１の図１，図３，図５の８ａ）。マスク壁は、給気ポートの壁面の一部であり、給気弁が全開状態のときの弁***置よりも更に下方まで伸びている。従って、給気弁が全開状態となっても、給気弁の周囲のうちのマスク壁近傍からは燃焼室内にほとんど流入せず、主としてマスク壁と反対側（すなわちシリンダ壁面側）から給気が流入する。この結果、燃焼室内において、給気弁から流入した給気が、シリンダ壁面に沿ってピストン頂部に下向きに向かい、ピストン頂部でループ状に方向が変わる流れ（いわゆる逆タンブル流）が発生する。このような逆タンブル流が発生すると、掃気を効率良く行うことができる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、マスク壁は、給気通路の有効面積を減少させるので、高負荷で運転する際に十分な給気量を得ることができない場合があるという問題があった。
【０００６】
本発明は、上述した従来の課題を解決するためになされたものであり、２サイクル運転が可能な頭上弁式内燃機関において、高負荷運転時に十分な給気量を得ることが可能な技術を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段およびその作用・効果】
上記目的の少なくとも一部を達成するために、本発明の内燃機関は、２サイクル運転可能な内燃機関であって、
燃焼室を構成するシリンダおよびピストンと、
前記燃焼室の頭部の一方側に設けられた給気ポートと、
前記燃焼室の頭部の他方側に設けられた排気ポートと、
前記燃焼室内の前記給気ポートの開口部に設けられた給気弁と、
前記燃焼室内の前記排気ポートの開口部に設けられた排気弁と、
前記給気ポート内に設けられており、前記給気ポートの開口部のうちで前記シリンダの壁面に近い第１の部分における前記給気の流速がより大きくなり、前記給気ポートの開口部のうちで前記排気弁に近い第２の部分における前記給気の流速がより小さくなるように、前記給気ポートの開口部における給気流速に偏りを生じさせるための給気流速調整部と、
を備える。
【０００８】
この構成によれば、マスク壁のように給気ポートの開口部を閉塞しておらず、給気弁の弁体の全周から給気が燃焼室に流入するので、高負荷で運転する際に十分な給気量を得ることが可能である。また、給気ポートの開口部の給気流速の偏りによって、十分な逆タンブル流を生じさせて、２サイクル運転における掃気を効率良く行うことができる。
【０００９】
なお、前記給気流速調整部は、前記給気ポート内の流路を第１と第２の分割流路に分割する流路分割壁を含み、
前記第１の分割流路は、前記給気ポートの開口部の前記第１の部分に給気を導くように構成され、一方、前記第２の分割流路は、前記給気ポートの開口部の前記第２の部分に給気を導くように構成されており、
前記流路分割壁は、前記第１と第２の分割流路の入口においては前記第１の分割流路の方が前記第２の分割流路よりも流路断面積が大きく、一方、前記第１と第２の分割流路の出口においては前記第１の分割流路の方が前記第２の分割流路よりも流路断面積が小さくなるように構成されているものとしてもよい。
【００１０】
このような流路分割壁を設ければ、流路断面積の変更によって給気流速の偏りを生じさせることができ、逆タンブル流を発生させることが可能である。
【００１１】
前記第１の分割流路は、前記給気ポートの開口部近傍において給気流を、よりシリンダ側に方向付ける直線流路部を含むようにしてもよい。
【００１２】
このような直線流路部を設ければ、逆タンブル流をさらに強くすることが可能である。
【００１３】
前記給気流速調整部は、さらに、前記第２の分割流路内の流路抵抗を変更可能な流路抵抗制御弁を含むようにしても良い。
【００１４】
この構成によれば、例えば低負荷時に第２の分割流路内の抵抗を高くすることによって、第１の分割流路の圧力を十分高く保つことが可能であり、また、十分な逆タンブル流を発生させることが可能である。
【００１５】
前記流路抵抗制御弁は、前記第２の分割流路内の流路抵抗を前記ピストンの回転に同期して周期的に変更するとともに、前記給気弁の開弁前には前記第２の分割流路を閉止しており、前記給気弁が開弁した後に前記第２の分割流路を開通させる動作を行うようにしても良い。
【００１６】
この構成によれば、給気弁が開弁して燃焼室内の圧力が低下し始めた後に第２の分割流路を開通させるので、いわゆる新気の吹き抜け（掃気時に新気が排気ポートから排出されてしまう現象）を防止することが可能である。
【００１７】
前記流路抵抗制御弁は、前記ピストンに接続されたクランクシャフトが１回転するたびに１回転するロータリ弁としてもよい。
【００１８】
こうすれば、ピストンの行程と流路抵抗制御弁とを容易に同期させることができ、適切な時期に流路抵抗制御弁の開弁や閉弁を行うことが可能である。
【００１９】
なお、前記給気流速調整部は、前記給気ポート内の流路を第１と第２の分割流路に分割する流路分割壁を含み、
前記第１の分割流路は、前記給気ポートの開口部の前記第１の部分に給気を導くように構成され、一方、前記第２の分割流路は、前記給気ポートの開口部の前記第２の部分に給気を導くように構成されており、
前記流路分割壁は、前記第１と第２の分割流路の入口においては前記第１と第２の分割流路の流路断面積がほぼ等しく、一方、前記第１と第２の分割流路の出口においては前記第１の分割流路の方が前記第２の分割流路よりも流路断面積が小さくなるように設定されており、
前記給気流速調整部は、さらに、前記第２の分割流路内の流路抵抗を前記内燃機関の運転条件に応じて任意に変更可能な流路抵抗制御弁を含むようにしてもよい。
【００２０】
この構成によれば、内燃機関の運転に応じて第２の分割流路の流路抵抗を変更することによって、内燃機関の効率を向上させることができる。例えば、低負荷時には流路抵抗制御弁を全閉に設定することによって、十分な逆タンブル流を生じさせることができる。また、高負荷時には、流路抵抗制御弁を全開に設定することによって、ポンプ損失を低減することができる。また、中負荷時には、流路抵抗制御弁の開度を中間の値に設定することによって、負荷に応じた適切な給気流を発生させることができる。
【００２１】
なお、本発明は、種々の態様で実現することが可能であり、例えば、内燃機関や、内燃機関の給気装置、それらの装置の制御方法、それらの装置や方法を実現するためのコンピュータプログラム、そのコンピュータプログラムを記録した記録媒体、そのコンピュータプログラムを含み搬送波内に具現化されたデータ信号、等の態様で実現することができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
Ａ．第１実施例：
次に、本発明の実施の形態を実施例に基づいて説明する。図１は、本発明の第１実施例としてのガソリンエンジン１００の構成を概念的に示した説明図である。図１には、ガソリンエンジン１００の燃焼室の中心で断面を取ったときの燃焼室の構造が表示されている。
【００２３】
このガソリンエンジン１００の燃焼室は、シリンダブロック１４０内に設けられた中空円筒形のシリンダ１４２と、シリンダ１４２内を上下に摺動するピストン１４４と、シリンダブロック１４０の上部に設けられたシリンダヘッド１３０によって形成されている。なお、シリンダブロック１４０とシリンダヘッド１３０の両方で構成される筒状体を、広義の「シリンダ」と呼ぶ。
【００２４】
シリンダヘッド１３０には、吸入空気が流入する給気ポートの開口部を開閉する給気弁１３２と、排気ガスが流出する排気ポートの開口部を開閉する排気弁１３４と、点火プラグ１３６と、燃焼室内に燃料噴霧を噴射する燃料噴射弁１４とが設けられている。給気弁１３２および排気弁１３４は、それぞれ電動アクチュエータ１６２，１６４で駆動されている。電動アクチュエータ１６２，１６４は、任意のタイミングでそれぞれの給気弁１３２および排気弁１３４を開閉することが可能である。なお、電動アクチュエータの代わりに、油圧アクチュエータやカム機構によって給気弁１３２および排気弁１３４を駆動しても良い。
【００２５】
給気ポート内には、給気ポート内の流路を２つに区分する流路分割壁２００が設けられている。この流路分割壁２００の構成と機能については後述する。
【００２６】
給気ポートには吸入空気を導く給気通路１２が接続され、排気ポートには排気ガスが通過する排気通路１６が接続されている。排気通路１６の下流には、排気ガスに含まれる大気汚染物質を浄化するための触媒２６と、過給器５０のタービン５２とが設けられている。排気通路１６内を通過する排気ガスはタービン５２を回転させた後、大気に放出される。また、給気通路１２には、過給器５０のコンプレッサ５４が設けられている。コンプレッサ５４は、シャフト５６を介してタービン５２に接続されており、排気ガスによってタービン５２が回転するとコンプレッサ５４も回転する。その結果、コンプレッサ５４はエアクリーナ２０から吸い込んだ空気を加圧した後、給気ポートに向かって圧送する。
【００２７】
コンプレッサ５４で加圧すると空気温度が上昇するので、吸入空気を冷却するために、コンプレッサ５４の下流側にはインタークーラ６２が設けられている。また、給気通路１２内にはサージタンク６０や、スロットル弁２２も設けられている。サージタンク６０は、燃焼室が空気を吸い込んだときに生じる圧力波を緩和させる作用を有しており、またスロットル弁２２は電動アクチュエータ２４によって適切な開度に設定されて、吸入空気量を調整する機能を有している。
【００２８】
ピストン１４４は、コネクティングロッド１４６を介してクランクシャフト１４８に接続されており、クランクシャフト１４８には、クランク角度を検出するクランク角センサ３２が取り付けられている。
【００２９】
このガソリンエンジン１００の動作は、エンジン制御用ユニット（以下、ＥＣＵ）３０によって制御されている。ＥＣＵ３０は、エンジン回転速度Ｎｅ やアクセル開度θａｃを検出し、これらに基づいてスロットル弁２２の開度の制御や、点火プラグ１３６の点火タイミング制御、燃料噴射弁１４の制御を実行する。エンジン回転速度Ｎｅ はクランク角センサ３２によって検出され、アクセル開度θａｃはアクセルペダルに内蔵されたアクセル開度センサ３４によって検出される。
【００３０】
図２は、第１実施例のエンジン１００の運転モードを示すマップである。このマップに示されているように、第１実施例のエンジン１００は、２サイクル運転と４サイクル運転とを切り換えて実行することが可能である。図２の横軸はエンジンの回転数、縦軸は負荷（トルク）である。エンジンの回転数が小さいときには２サイクル運転が実行され、回転数が大きいときには４サイクル運転が実行される。２サイクル運転領域は、低負荷および高負荷時の火花点火領域と、中負荷時の自着火領域に区分されている。自着火領域は、火花点火を行わずに自着火によって燃焼を起こさせる運転領域である。なお、４サイクル運転時でも自着火燃焼を行うことが可能である。
【００３１】
このように２サイクル運転と４サイクル運転を使い分けるのは、以下のような理由による。一般に、２サイクル運転はクランクシャフトの１回転に１度ずつ爆発が起こるので、１回の燃料噴射量が同じ条件では、４サイクル運転の約２倍のトルクが得られる。従って、同じトルクを出力する場合には、２サイクル運転の方が４サイクル運転よりも１回の燃料噴射量が少なくて済み、よりリーンな条件（空気過剰率がより大きな条件）で運転が可能である。ガソリンエンジンにおいてよりリーンな条件で運転を行うことによって、燃費が向上し、また、排気ガス中の汚染物質濃度を低下させることが可能である。さらに、自着火運転を行えば、燃費の向上と排気ガス中の汚染物質濃度が低下するという効果がさらに高まることが知られている。但し、２サイクル運転ではいわゆる掃気（給気によって排気を押し出す動作）が行われるが、高回転では掃気を十分に行えない場合がある。そこで、高回転の運転条件では、４サイクル運転の方が適している。
【００３２】
図３は、２サイクル運転の自着火燃焼の様子を示す説明図である。図３（ａ）〜（ｃ）には、２サイクル運転の膨張・排気・前期掃気行程（下降行程）が示されており、図３（ｄ）〜（ｆ）には後期掃気・吸気・圧縮行程（上昇行程）が示されている。なお、図３では燃焼室が簡略化されて図示されており、流路分割壁２００などの構造は省略されている。図４は、２サイクル運転時の給気弁（ＩＮ弁）と排気弁（ＥＸ弁）の開閉期間を模式的に示している。
【００３３】
図３（ａ）は、燃焼室内の混合気が自着火によって燃焼を開始した状態を示している。混合気が燃焼すると、燃焼室内には高圧の燃焼ガスが発生してピストン１４４を押し下げる。ピストン１４４がある程度まで降下すると、適切なタイミングで排気弁１３４が開かれる（図３（ｂ））。図４の例では、排気弁１３４は、ピストンの下死点（ＢＤＣ）前、約７０°のタイミングで開かれている。
【００３４】
排気弁から燃焼ガスがある程度流出したタイミングで給気弁１３２が開くと、これに伴って給気ポートから空気が流入する（図３（ｃ））。給気通路１２内の空気は過給器５０によって所定圧力に加圧されているので、給気弁１３２から流入する新気によって、燃焼室内の燃焼ガスを掃気することができる。図４の例では、給気弁１３２は、ピストンの下死点（ＢＤＣ）前、約６０°のタイミングで開いている。
【００３５】
掃気期間であってピストン１４４が下死点近傍にあるときに、燃料噴射弁１４が燃焼室内に燃料噴霧を噴射する（図３（ｄ），図４）。下死点の後、まもなく排気弁１３４が閉じられるので、下死点近傍で燃料噴霧を噴射すれば、噴射した燃料噴霧が排気弁１３４から排出されることがなく、また、燃料と新気とを十分に混合させることができる。
【００３６】
燃料を噴射後、所定のタイミングで排気弁１３４を閉じた後は、図３（ｅ）に示すように、給気弁１３２から加圧された空気が燃焼室内に流入する。図４の例では、排気弁１３４を閉じるタイミングは、ピストンの下死点後、約５０°に設定されている。掃気期間に噴射された燃料噴霧は、吸入空気の流れによって燃焼室内に分散され、吸入空気と混合する。
【００３７】
給気弁１３２が閉じた以降は、ピストン１４４の上昇とともに燃焼室内の混合気が圧縮される。給気弁１３２が開いている間は、ピストンが上昇しても燃焼室内の混合気を圧縮することはできない。従って、２サイクル運転においては、給気弁１３２を閉じるタイミングによって混合気の実質的な圧縮比が決定される。図４の例では、給気弁１３２を閉じるタイミングは、ピストンの下死点後、約６０°に設定されている。
【００３８】
給気弁１３２を閉じた後、ピストン１４４を上昇していくと、図３（ｆ）に示すように、燃焼室内で混合気が圧縮され、ピストン１４４の上死点付近で自着火する。その結果、燃焼室内の形成された混合気を速やかに燃焼させることができる。
【００３９】
このように、２サイクル自着火運転では、空気過剰率の大きいリーンな混合気を圧縮自着火させるので、燃料消費量を低減でき、また、大気汚染物質の排出量も大幅に低減することができる。なお、高負荷時には燃料噴射量が増えて空気過剰率が小さくなるので、圧縮時にノッキングが発生しやすくなる傾向にある。そこで、高負荷時には、圧縮比を若干低く設定するとともに、点火プラグで点火することによって混合気を燃焼させることが好ましい。一方、極く低負荷時には、燃料噴射量が少ないので、自着火が不安定になる場合がある。そこで、極く低負荷時にも、点火プラグで点火することによって混合気を燃焼させるようにしてもよい。
【００４０】
図５は、第１実施例の燃焼室の詳細を示す要部断面図である。給気ポート７０内には、流路分割壁２００が収納されている。この流路分割壁２００は、燃焼室内に逆タンブル流ＲＴＦを作り出すためのものである。なお、「タンブル流」とは、シリンダの中心軸と垂直な軸（図５の例では紙面に垂直な軸）の回りにループ状に流れる気流を意味している。一般に、タンブル流には「正タンブル流（順タンブル流とも呼ぶ）」と「逆タンブル流」とがある。「正タンブル流」は、給気ポート７０によって自然に方向付けられる気流の向きであり、給気弁１３２の弁体１３２ａの周囲の排気弁側のギャップを通り、その後、排気弁１３４の下を経由してシリンダ壁に沿ってピストン頂部に向かって下降した後に上昇する気流の向きを意味している。図５の配置では、「正タンブル流」は時計回りの気流になる。一方、「逆タンブル流」は、正タンブル流とは逆向きであり、給気弁１３２の弁体１３２ａの周囲のシリンダ壁側のギャップを通り、その後、シリンダ壁に沿ってピストン頂部に向かって下降した後に上昇する気流の向きを意味している。図５の配置では、このような逆タンブル流ＲＴＦが描かれている。
【００４１】
流路分割壁２００は、給気ポート７０の流路を、シリンダ壁側流路７３と排気弁側流路７４とに区分している。この実施例では、流路分割壁２００は給気ポート７０に挿入された管状体（掃入管）として構成されているが、この代わりに、単なる板状の隔壁として構成することも可能である。この説明から理解できるように、「流路分割壁」という用語は、流路を分割できる機能を有していればよく、種々の形状を取ることが可能である。
【００４２】
流路分割壁２００の上流側の端部（すなわち流路分割壁２００の入口）では、シリンダ壁側流路７３の流路断面積が、排気弁側流路７４の流路断面積よりも大きく設定されている。一方、流路分割壁２００の下流側の端部（すなわち流路分割壁２００の出口）では、逆に、シリンダ壁側流路７３の流路断面積が、排気弁側流路７４の流路断面積よりも小さく設定されている。流路分割壁２００の入口と出口における流路断面積の比は、シリンダ壁側流路７３を流れる給気の流速が、排気弁側流路７４を流れる給気の流速よりも十分に大きくなるように設定されている。なお、流路分割壁２００の出口では、流路分割壁２００が略「く」の字状（図中では、逆「く」の字状）に曲がっており、その先端には直線状流路２１０が設けられている。この直線状流路２１０は、流路断面積が流路分割壁２００内の流路の中で最小であり、流路断面積の変化はほとんどない。シリンダ壁側流路７３内を流れてきた給気は、最終的にこの直線状流路２１０によって方向付けられ、給気弁１３２の弁体１３２ａの周囲のギャップを通過した後、シリンダ壁に沿って燃焼室内に流入する。
【００４３】
このように、流路分割壁２００の形状によって、シリンダ壁側流路７３を流れる給気の流速がより早くなり、また、給気の流れが流路分割壁２００の出口近傍でシリンダ壁側に屈曲する。この結果、シリンダ壁側流路７３を流れる給気は、給気弁１３２の弁体１３２ａの周囲のギャップから比較的大きな流速で燃焼室内に流入し、一方、排気弁側流路７４を流れる給気は、給気弁１３２の弁体１３２ａの周囲のギャップから比較的小さな流速で燃焼室内に流入する。従って、シリンダ壁側流路７３から燃焼室内に勢いよく流入した給気によって、燃焼室内に逆タンブル流ＲＴＦが発生する。一方、排気弁側流路７４を流れる給気は流速が小さいので、この逆タンブル流ＲＴＦに追随して流れる。
【００４４】
仮に、順タンブル流が生じると、燃料噴射弁１４から噴射された燃料が、順タンブル流に従って直ちに排気弁１３４側に流れるので、掃気の際に燃料が排気ポート８０に排出されてしまう可能性がある。一方、図５（ｂ）のような逆タンブル流ＲＴＦが生じると、給気が排気弁１３４側に到達するのにより多くの時間を要するので、掃気の際に燃料が排気ポート８０に排出されてしまうのを防止できるという利点がある。
【００４５】
なお、本実施例のエンジンでは、給気ポート７０の開口部にいわゆるマスク壁が設けられておらず、従って、給気弁１３２が全開状態にあるときに、給気弁１３２の弁体１３２ａの全周から給気が流入する。このため、マスク壁がある場合に比べて給気ポート７０の開口部における流路抵抗が小さいので、高負荷運転時にも十分な給気量を得ることが可能である。
【００４６】
図５（ａ）は、シリンダヘッド１３０を下側から見た図であり、シリンダヘッド１３０に設けられた開口部と給気ポート７０との関係を示している。この実施例では、給気ポート７０は２つの分岐管７０ａ，７０ｂに分岐しており、各分岐管７０ａ，７０ｂがそれぞれの燃焼室に開口している。なお、図５（ａ）では省略されているが、燃料噴射弁１４は、２つの分岐管７０ａ，７０ｂの中央に配置されている。また、排気ポート８０も、２つの開口部８２ａ，８２ｂを有している。給気ポート７０の２つの開口部７２ａ，７２ｂには、給気弁１３２（図５（ｂ））がそれぞれ設けられている。流路分割壁２００も、この給気ポート７０の形状に合致するように、燃焼室の近くで２つの管路２００ａ，２００ｂに分岐している。図５（ａ）には、給気ポートの２つの開口部７２ａ，７２ｂにおいて、給気流路がシリンダ壁側流路７３と排気弁側流路７４に分かれている様子も示されている。なお、シリンダ壁側流路７３の出口は、この例のように、中央に凹部のある湾曲した形状（略Ｕ字状または略Ｖ字状）を有していることが好ましい。このような形状にすれば、給気弁の弁軸との干渉を防止することができる。
【００４７】
図５（ｃ）は、図５（ｂ）におけるｃ−ｃ矢視図であり、流路分割壁２００の入口を示している。この図からも、シリンダ壁側流路７３が排気弁側流路７４よりも流路断面積が大きいことが理解できる。なお、本実施例では、２つの給気弁に対して１つの流路分割壁２００（流路分割管）を用いているが、この代わりに、各給気弁毎に１つの流路分割壁（流路分割管）を用いるようにしても良い。
【００４８】
以上のように、第１実施例のエンジンによれば、燃焼室内で強い逆タンブル流が発生するように流路分割壁２００の形状が工夫されているので、２サイクル運転の掃気の際に燃料が直接排気ポート８０に排出されてしまうことを抑制することができる。また、マスク壁を使用していないので、高負荷運転時に十分な給気量を得ることが可能である。
【００４９】
なお、４サイクル運転は掃気を行わないので、逆タンブル流は無くても良い。従来のマスク壁は、４サイクル運転時には、ポンプ損失を増加させて燃費を悪化させるという悪い影響を与えるだけであり、不要なものである。本実施例のエンジンはマスク壁が無いので、４サイクル運転時の燃費を悪化させずに済むという利点もある。このような利点は、２サイクル運転と４サイクル運転の両方を切り換えることが可能なエンジンにおいて特に顕著である。
【００５０】
Ｂ．第２実施例：
図６は、第２実施例のエンジンの燃焼室の詳細を示す要部断面図である。第２実施例のエンジンは、図５（ｂ）に示した第１実施例のエンジンの給気ポート７０の排気弁側流路７４に、ロータリ式の流路抵抗制御弁２２０（「給気制御弁」とも呼ぶ）を追加したものであり、他の構成は第１実施例と同じである。
【００５１】
流路抵抗制御弁２２０は、給気ポート７０の排気弁側流路７４に設けられた略中空円筒形状の凹部２２４に収納されており、回転軸２２２を中心として回転可能である。具体的には、流路抵抗制御弁２２０は、クランクシャフト１４８（図１）に同期して、クランクシャフト１４８が１回転するたびに１回転する。このような回転を行わせるため、流路抵抗制御弁２２０の回転軸２２２は、図示しない回転伝達機構（ギアやチェーンなど）を介してクランクシャフト１４８と接続されている。流路抵抗制御弁２２０の弁体は、略円柱状の物体の一端を、その中心軸に平行な切断面で切断して削除した形状を有している。従って、流路抵抗制御弁２２０が回転すると、排気弁側流路７４を全閉する状態と、全開する状態とが周期的に現れる。
【００５２】
図７は、第２実施例における給気弁（ＩＮ弁）と排気弁（ＥＸ弁）の開弁期間と、流路抵抗制御弁２２０の開弁期間の一例を示している。給気弁（ＩＮ弁）と排気弁（ＥＸ弁）の開弁期間は、図４に示したものと同じである。流路抵抗制御弁２２０は、給気弁が開く前には閉じており、給気弁が開いた後に開き、給気弁が閉じるのと同時に閉じている。図７の例では、流路抵抗制御弁２２０の開弁タイミングはピストンの下死点前、約４５°に設定されており、閉弁タイミングはピストンの下死点後、約６０°に設定されている。流路抵抗制御弁２２０の開弁期間をこのように設定したのは、以下のような理由による。
【００５３】
図８は、２サイクル運転時における筒内圧力（燃焼室内圧力）と給気圧力（給気ポートの圧力）と排気圧力（排気ポートの圧力）の変化の一例を示している。排気弁１３４が開いた後、給気弁１３２が開いた直後の時期では、まだ筒内圧が高いので、燃焼ガスの一部は給気ポート７０に戻されて、給気ポート７０の圧力が高くなる。その後、燃焼ガスが排気ポート８０に排出されると、筒内圧が下がり、給気ポート７０から燃焼室内に空気が流入する。このとき、排気ポート８０に排出される燃焼ガスの急速な流れに伴って燃焼室内に負圧が発生する。ここで、「負圧」とは、燃焼室内の圧力が給気ポート７０の圧力よりも低い状態を意味している。このような負圧が発生すると、給気ポート７０からの空気が燃焼室内に引き寄せられて、直接排気ポート８０へと吹き抜けてしまう可能性がある。
【００５４】
第２実施例では、給気弁１３２が開いた後に、筒内圧が十分に下がった時点で流路抵抗制御弁２２０を開くようにしたので、上述したような排気ポート８０に排出される燃焼ガスの急速な流れに伴う空気の吹き抜けを防止することができる。また、筒内圧が十分に下がった後には、流路抵抗制御弁２２０を開くことによって給気ポート７０全体の流路抵抗を低下させているので、十分な給気量を確保することが可能である。また、流路抵抗制御弁２２０が全開の状態では、給気ポート７０の流路が、図５（ｂ）に示した第１実施例とほぼ同じ流路になるので、強い逆タンブル流を発生させることが可能である。特に、第２実施例では、給気弁１３２が開き、流路抵抗制御弁２２０が閉じている期間では、シリンダ壁側流路７３のみが開いており、排気弁側流路７４は閉じている。このときに、強い逆タンブル流が生じ、この逆タンブル流は流路抵抗制御弁２２０が開いた後も継続される。従って、第１実施例よりもさらに強い逆タンブル流を発生させることが可能である。
【００５５】
なお、第２実施例では、流路抵抗制御弁２２０は、排気弁側流路７４を全閉にし得るものとしていたが、この代わりに、弁体をやや小さく作成して全閉にならないようにしても良い。すなわち、また、流路抵抗制御弁２２０としては、ロータリ式以外の方式の弁を使用することもできる。すなわち、流路抵抗制御弁２２０としては、排気弁側流路７４の流路抵抗を、クランクシャフトの回転に同期して変更するものを設けることが好ましい。ここで、「流路抵抗を変更する」とは、全閉状態にする場合も含む広い意味を有している。また、流路抵抗制御弁２２０の開閉タイミングは、図７に示したもの以外の種々のタイミングに設定することが可能である。
【００５６】
Ｃ．第３実施例：
図９は、第３実施例のエンジンの燃焼室の詳細を示す要部断面図である。第３実施例のエンジンは、図５（ｂ）に示した第１実施例のエンジンの流路分割壁２００の形状を変更し、また、給気ポート７０の排気弁側流路７４にピボット式の流路抵抗制御弁２４０（「給気制御弁」とも呼ぶ）を追加したものであり、他の構成は第１実施例と同じである。
【００５７】
第３実施例の流路分割壁２３０は、図９（ｂ）に示すように、入口におけるシリンダ壁側流路７３と排気弁側流路７４の流路断面積がほぼ等しい。ここで、「流路断面積がほぼ等しい」とは、一方が他方の±１０％の範囲にあることを意味している。一方、流路分割壁２３０の出口では、シリンダ壁側流路７３の流路断面積が、排気弁側流路７４の流路断面積よりも小さくなっている。また、流路分割壁２３０の出口の先端には、第１実施例と同様に、直線状流路２３２が設けられている。
【００５８】
第３実施例では、逆タンブル流が必要な運転条件では、流路抵抗制御弁２３０を開弁量を減らして排気弁側流路７４の抵抗を増加させて、強い逆タンブル流を発生させることが可能である。特に、低負荷の場合には、流路抵抗制御弁２３０を全閉状態にすれば、すべての給気をシリンダ壁側流路７３に集めることができるので、少ない給気流量でも給気圧を十分高く保つことができる。この結果、低負荷でも十分な逆タンブル流を起こすことができ、また、掃気時の吹き抜けも防止できるという利点がある。一方、逆タンブル流が不要な運転条件では、流路抵抗制御弁２３０を全開状態に設定することによって、ポンプ損失を低減し、燃費を向上させることが可能である。例えば、４サイクル運転時には、流路抵抗制御弁２３０を全開状態に設定するようにしてもよい。
【００５９】
なお、流路抵抗制御弁２３０は、全開と全閉のみを行えるものでも良いが、運転条件に応じて開度が任意に変更可能な調節弁であることが好ましい。特に、エンジンの負荷に応じて流路抵抗制御弁２３０の開度を任意に調整できるようにすれば、ポンプ損失を不必要に増大させることなく逆タンブル流を発生させることが可能である。なお、このような流路抵抗制御弁２３０は、第１実施例のエンジンに適用することも可能である。
【００６０】
Ｄ．変形例：
なお、この発明は上記の実施例や実施形態に限られるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲において種々の態様において実施することが可能であり、例えば次のような変形も可能である。
【００６１】
Ｄ１．変形例１：
上記実施例では、２サイクル運転と４サイクル運転とを切り換えることが可能なエンジンについて説明したが、本発明は、２サイクル運転のみを行うエンジンにも適用可能である。また、２サイクル運転時には、必ずしも自着火を行う必要はなく、常に火花点火を行うものであっても良い。
【００６２】
Ｄ２．変形例２：
上述した種々の実施例では、流路分割壁を用いて逆タンブル流を生じさせるようにしていたが、流路分割壁以外の手段を用いて逆タンブル流を生じさせるようにしても良い。但し、逆タンブル流を生じさせる手段としては、給気弁の開弁時に、給気ポートの開口部と給気弁の弁体との間のギャップが全周にわたって十分に広く、給気弁の全開時にその弁体の全周から給気が燃焼室に流入するようなものであることが好ましい。換言すれば、給気ポートの開口部のうちでシリンダ壁に近い部分における給気流速がより大きく、排気弁に近い部分における給気流速がより小さくなるように、給気ポートの開口部における給気流速に偏りを生じさせる給気流速調整部を給気ポートに設けることが好ましい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施例としてのガソリンエンジン１００の構成を概念的に示した説明図。
【図２】第１実施例のエンジン１００の運転モードを示すマップ。
【図３】２サイクル運転の様子を示す説明図。
【図４】２サイクル運転時の給気弁と排気弁を開閉期間を模式的に示す説明図。
【図５】第１実施例のエンジンの燃焼室の詳細を示す要部断面図。
【図６】第２実施例のエンジンの燃焼室の詳細を示す要部断面図。
【図７】第２実施例における給気弁（ＩＮ弁）と排気弁（ＥＸ弁）の開弁期間と、流路抵抗制御弁２２０の開弁期間とを示す説明図。
【図８】２サイクル運転時における筒内圧力（燃焼室内圧力）と給気圧力と排気圧力の変化の一例を示すグラフ。
【図９】第３実施例のエンジンの燃焼室の詳細を示す要部断面図。
【符号の説明】
１２…給気通路
１４…燃料噴射弁
１６…排気通路
２０…エアクリーナ
２２…スロットル弁
２４…電動アクチュエータ
２６…触媒
３０…ＥＣＵ
３２…クランク角センサ
３４…アクセル開度センサ
５０…過給器
５２…タービン
５４…コンプレッサ
５６…シャフト
６０…サージタンク
６２…インタークーラ
７０…給気ポート
７０ａ，７０ｂ…分岐管
７２ａ，７２ｂ…開口部
７３…シリンダ壁側流路
７４…排気弁側流路
８０…排気ポート
８２ａ，８２ｂ…開口部
１００…ガソリンエンジン（内燃機関）
１３０…シリンダヘッド
１３２…給気弁
１３２ａ…弁体
１３４…排気弁
１３６…点火プラグ
１４０…シリンダブロック
１４２…シリンダ
１４４…ピストン
１４６…コネクティングロッド
１４８…クランクシャフト
１６２，１６４…電動アクチュエータ
２００…流路分割壁
２００ａ，２００ｂ…管路
２１０…直線状流路
２２０…流路抵抗制御弁
２２２…回転軸
２２４…凹部
２３０…流路抵抗制御弁
２３０…流路分割壁
２３２…直線状流路
２４０…流路抵抗制御弁
３００…ガソリンエンジン[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an overhead valve type internal combustion engine capable of two-cycle operation.
[0002]
[Prior art]
A gasoline engine normally performs four-cycle operation, but a gasoline engine capable of two-cycle operation has also been proposed (for example, Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1] JP-A-10-54247
[Patent Document 2] Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-263067
[0004]
The engine described in Patent Document 1 is an overhead valve type internal combustion engine in which both a supply valve and an exhaust valve are provided in a cylinder head. In an overhead valve type internal combustion engine capable of two-cycle operation, various measures have been taken to ensure that exhaust gas is efficiently discharged from the combustion chamber by fresh air during a so-called scavenging period. For example, in the engine of Patent Document 1, a so-called “mask wall” is provided near the center of the cylinder among the side walls of the air supply valve (8a in FIGS. 1, 3, and 5 of Patent Document 1). ). The mask wall is a part of the wall surface of the air supply port, and extends further below the valve body position when the air supply valve is fully opened. Therefore, even when the air supply valve is fully opened, the air hardly flows into the combustion chamber from the vicinity of the mask wall around the air supply valve, and air is mainly supplied from the side opposite to the mask wall (that is, the cylinder wall side). Inflow. As a result, in the combustion chamber, the supply air flowing from the supply valve goes downward along the cylinder wall surface to the top of the piston, and a flow that changes direction in a loop at the top of the piston (a so-called reverse tumble flow) is generated. When such a reverse tumble flow is generated, scavenging can be performed efficiently.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, since the mask wall reduces the effective area of the air supply passage, there is a problem that a sufficient air supply amount may not be obtained when operating under a high load.
[0006]
SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made to solve the above-described conventional problems, and provides a technique capable of obtaining a sufficient supply amount at the time of high load operation in an overhead valve type internal combustion engine capable of two-cycle operation. The purpose is to provide.
[0007]
[Means for Solving the Problems and Their Functions and Effects]
In order to achieve at least a part of the above object, an internal combustion engine of the present invention is an internal combustion engine capable of two-cycle operation,
A cylinder and a piston constituting a combustion chamber;
An air supply port provided on one side of the head of the combustion chamber,
An exhaust port provided on the other side of the head of the combustion chamber,
An air supply valve provided at an opening of the air supply port in the combustion chamber;
An exhaust valve provided at an opening of the exhaust port in the combustion chamber;
The air supply port is provided in the air supply port, and among the openings of the air supply port, a flow rate of the air supply in a first portion close to a wall surface of the cylinder becomes larger, and an opening of the air supply port is formed. An air supply flow rate adjustment unit for causing a bias in the air supply flow rate at the opening of the air supply port, so that the air supply flow rate in the second portion near the exhaust valve is smaller,
Is provided.
[0008]
According to this configuration, the opening of the air supply port is not closed as in the case of the mask wall, and the air supply flows into the combustion chamber from the entire periphery of the valve body of the air supply valve. It is possible to obtain a sufficient amount of air supply. In addition, a sufficient reverse tumble flow is generated due to the bias of the supply flow velocity at the opening of the supply port, and scavenging in the two-cycle operation can be performed efficiently.
[0009]
In addition, the air supply flow rate adjusting unit includes a flow path dividing wall that divides a flow path in the air supply port into first and second divided flow paths,
The first split flow path is configured to direct air supply to the first portion of the opening of the air supply port, while the second split flow path is configured to open the air supply port. Is configured to guide air supply to the second portion of
The flow path dividing wall has a larger flow path cross-sectional area at the entrance of the first and second divided flow paths in the first divided flow path than in the second divided flow path. At the outlets of the first and second divided flow paths, the first divided flow path may be configured to have a smaller flow sectional area than the second divided flow path.
[0010]
By providing such a flow path dividing wall, a bias in the supply air flow rate can be caused by changing the flow path cross-sectional area, and a reverse tumble flow can be generated.
[0011]
The first divided flow path may include a straight flow path part that directs the supply air flow closer to the cylinder near the opening of the supply port.
[0012]
If such a straight flow path is provided, the reverse tumble flow can be further strengthened.
[0013]
The air supply flow rate adjusting section may further include a flow path resistance control valve capable of changing a flow path resistance in the second divided flow path.
[0014]
According to this configuration, for example, by increasing the resistance in the second divided flow path at a low load, it is possible to keep the pressure in the first divided flow path sufficiently high. Can be generated.
[0015]
The flow path resistance control valve periodically changes the flow path resistance in the second divided flow path in synchronization with the rotation of the piston, and opens the second flow path before opening the air supply valve. The divided flow passage may be closed, and the operation of opening the second divided flow passage may be performed after the supply valve is opened.
[0016]
According to this configuration, the second divided flow path is opened after the supply valve opens and the pressure in the combustion chamber starts to decrease, so that the so-called fresh air blow-through (fresh air is discharged from the exhaust port during scavenging). Can be prevented.
[0017]
The flow path resistance control valve may be a rotary valve that makes one rotation each time a crankshaft connected to the piston makes one rotation.
[0018]
This makes it possible to easily synchronize the stroke of the piston with the flow path resistance control valve, and to open or close the flow path resistance control valve at an appropriate time.
[0019]
In addition, the air supply flow rate adjusting unit includes a flow path dividing wall that divides a flow path in the air supply port into first and second divided flow paths,
The first split flow path is configured to direct air supply to the first portion of the opening of the air supply port, while the second split flow path is configured to open the air supply port. Is configured to guide air supply to the second portion of
The flow path dividing wall has substantially equal flow passage cross-sectional areas of the first and second divided flow paths at the entrances of the first and second divided flow paths, while the first and second divided flow paths have the same sectional area. At the outlet of the flow path, the first divided flow path is set so that the flow path cross-sectional area is smaller than the second divided flow path,
The supply air flow rate adjusting section may further include a flow path resistance control valve capable of arbitrarily changing a flow path resistance in the second divided flow path in accordance with an operating condition of the internal combustion engine.
[0020]
According to this configuration, the efficiency of the internal combustion engine can be improved by changing the flow path resistance of the second divided flow path according to the operation of the internal combustion engine. For example, when the load is low, by setting the flow path resistance control valve to fully closed, a sufficient reverse tumble flow can be generated. In addition, at a high load, the pump loss can be reduced by setting the flow path resistance control valve to fully open. In addition, when the load is medium, by setting the opening of the flow path resistance control valve to an intermediate value, it is possible to generate an appropriate air supply flow according to the load.
[0021]
The present invention can be realized in various aspects. For example, an internal combustion engine, an air supply device for an internal combustion engine, a control method for those devices, and a computer program for realizing those devices and methods. , A recording medium storing the computer program, a data signal including the computer program and embodied in a carrier wave, and the like.
[0022]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
A. First embodiment:
Next, embodiments of the present invention will be described based on examples. FIG. 1 is an explanatory diagram conceptually showing the configuration of a gasoline engine 100 as a first embodiment of the present invention. FIG. 1 shows the structure of the combustion chamber when a cross section is taken at the center of the combustion chamber of the gasoline engine 100.
[0023]
The combustion chamber of the gasoline engine 100 includes a hollow cylindrical cylinder 142 provided in a cylinder block 140, a piston 144 sliding up and down in the cylinder 142, and a cylinder head 130 provided above the cylinder block 140. Is formed by Note that a cylindrical body composed of both the cylinder block 140 and the cylinder head 130 is called a "cylinder" in a broad sense.
[0024]
The cylinder head 130 has an air supply valve 132 that opens and closes an opening of an air supply port through which intake air flows, an exhaust valve 134 that opens and closes an opening of an exhaust port through which exhaust gas flows out, a spark plug 136, A fuel injection valve 14 for injecting fuel spray into the room is provided. The supply valve 132 and the exhaust valve 134 are driven by electric actuators 162 and 164, respectively. The electric actuators 162 and 164 can open and close the respective supply valves 132 and exhaust valves 134 at an arbitrary timing. Note that the air supply valve 132 and the exhaust valve 134 may be driven by a hydraulic actuator or a cam mechanism instead of the electric actuator.
[0025]
In the air supply port, a flow path dividing wall 200 for dividing the flow path in the air supply port into two is provided. The configuration and function of the flow channel dividing wall 200 will be described later.
[0026]
An air supply passage 12 for guiding intake air is connected to the air supply port, and an exhaust passage 16 through which exhaust gas passes is connected to the exhaust port. Downstream of the exhaust passage 16, a catalyst 26 for purifying air pollutants contained in exhaust gas and a turbine 52 of a supercharger 50 are provided. The exhaust gas passing through the exhaust passage 16 rotates the turbine 52 and is then released to the atmosphere. Further, the compressor 54 of the supercharger 50 is provided in the air supply passage 12. The compressor 54 is connected to the turbine 52 via a shaft 56. When the turbine 52 rotates by the exhaust gas, the compressor 54 also rotates. As a result, the compressor 54 pressurizes the air sucked from the air cleaner 20 and then sends the air toward the air supply port.
[0027]
When pressurized by the compressor 54, the air temperature rises, so that an intercooler 62 is provided downstream of the compressor 54 to cool the intake air. Further, a surge tank 60 and a throttle valve 22 are provided in the air supply passage 12. The surge tank 60 has a function of alleviating a pressure wave generated when the combustion chamber sucks air, and the throttle valve 22 is set to an appropriate opening by the electric actuator 24 to adjust the amount of intake air. It has the function to do.
[0028]
The piston 144 is connected to a crankshaft 148 via a connecting rod 146, and the crankshaft 148 is provided with a crank angle sensor 32 for detecting a crank angle.
[0029]
The operation of the gasoline engine 100 is controlled by an engine control unit (hereinafter, ECU) 30. The ECU 30 detects the engine rotation speed Ne and the accelerator opening θac, and controls the opening of the throttle valve 22, the ignition timing of the spark plug 136, and the control of the fuel injection valve 14 based on these. The engine rotation speed Ne is detected by a crank angle sensor 32, and the accelerator opening θac is detected by an accelerator opening sensor 34 built in an accelerator pedal.
[0030]
FIG. 2 is a map showing an operation mode of the engine 100 of the first embodiment. As shown in this map, the engine 100 of the first embodiment can switch between two-cycle operation and four-cycle operation and execute it. The horizontal axis in FIG. 2 is the engine speed, and the vertical axis is the load (torque). When the engine speed is low, a two-cycle operation is executed, and when the engine speed is high, a four-cycle operation is executed. The two-cycle operation region is divided into a spark ignition region under low load and high load, and a self-ignition region under medium load. The self-ignition region is an operation region in which combustion is caused by self-ignition without performing spark ignition. It should be noted that self-ignition combustion can be performed even during four-cycle operation.
[0031]
The reason why the two-cycle operation and the four-cycle operation are properly used in this way is as follows. In general, in the two-cycle operation, an explosion occurs once for each rotation of the crankshaft, so that under the same fuel injection amount, a torque approximately twice that of the four-cycle operation can be obtained. Therefore, when the same torque is output, the two-cycle operation requires less fuel injection per operation than the four-cycle operation, and operation can be performed under leaner conditions (conditions with a larger excess air ratio). It is. By operating the gasoline engine under leaner conditions, fuel efficiency can be improved and the concentration of pollutants in exhaust gas can be reduced. Furthermore, it is known that the effect of improving fuel efficiency and reducing the concentration of pollutants in exhaust gas is further enhanced by performing self-ignition operation. However, in the two-cycle operation, so-called scavenging (operation of pushing out exhaust gas by air supply) is performed, but scavenging may not be performed sufficiently at high rotation speed. Thus, under high-rotation operating conditions, four-cycle operation is more suitable.
[0032]
FIG. 3 is an explanatory diagram showing a state of self-ignition combustion in two-cycle operation. 3 (a) to 3 (c) show the expansion / exhaust / first-stage scavenging stroke (downward stroke) of the two-cycle operation, and FIGS. 3 (d) to (f) show the second-stage scavenging / intake / compression. The stroke (upstroke) is shown. In FIG. 3, the combustion chamber is shown in a simplified manner, and the structure such as the flow path dividing wall 200 is omitted. FIG. 4 schematically shows the open / close periods of the air supply valve (IN valve) and the exhaust valve (EX valve) during the two-cycle operation.
[0033]
FIG. 3A shows a state in which the air-fuel mixture in the combustion chamber has started combustion by self-ignition. When the air-fuel mixture burns, high-pressure combustion gas is generated in the combustion chamber and pushes down the piston 144. When the piston 144 descends to a certain extent, the exhaust valve 134 is opened at an appropriate timing (FIG. 3B). In the example of FIG. 4, the exhaust valve 134 is opened at a timing of about 70 ° before the bottom dead center (BDC) of the piston.
[0034]
When the air supply valve 132 is opened at a timing when a certain amount of combustion gas flows out of the exhaust valve, air flows in from the air supply port accordingly (FIG. 3C). Since the air in the air supply passage 12 is pressurized to a predetermined pressure by the supercharger 50, the fresh gas flowing from the air supply valve 132 can scavenge the combustion gas in the combustion chamber. In the example of FIG. 4, the air supply valve 132 is opened at a timing of about 60 ° before the bottom dead center (BDC) of the piston.
[0035]
When the piston 144 is near the bottom dead center during the scavenging period, the fuel injection valve 14 injects fuel spray into the combustion chamber (FIGS. 3D and 4). Since the exhaust valve 134 is closed shortly after the bottom dead center, if the fuel spray is injected near the bottom dead center, the injected fuel spray is not discharged from the exhaust valve 134, and the fuel and fresh air are discharged. Can be sufficiently mixed.
[0036]
After the fuel is injected and the exhaust valve 134 is closed at a predetermined timing, the air pressurized from the air supply valve 132 flows into the combustion chamber as shown in FIG. In the example of FIG. 4, the timing of closing the exhaust valve 134 is set to about 50 ° after the bottom dead center of the piston. The fuel spray injected during the scavenging period is dispersed in the combustion chamber by the flow of the intake air, and mixes with the intake air.
[0037]
After the air supply valve 132 is closed, the air-fuel mixture in the combustion chamber is compressed as the piston 144 rises. While the air supply valve 132 is open, the air-fuel mixture in the combustion chamber cannot be compressed even if the piston rises. Therefore, in the two-cycle operation, the substantial compression ratio of the air-fuel mixture is determined by the timing at which the air supply valve 132 is closed. In the example of FIG. 4, the timing of closing the air supply valve 132 is set to about 60 ° after the bottom dead center of the piston.
[0038]
When the piston 144 is moved up after closing the air supply valve 132, the air-fuel mixture is compressed in the combustion chamber as shown in FIG. 3F, and self-ignites near the top dead center of the piston 144. As a result, the formed air-fuel mixture in the combustion chamber can be quickly burned.
[0039]
As described above, in the two-cycle self-ignition operation, since the lean air-fuel mixture having a large excess air ratio is compressed and self-ignited, the fuel consumption can be reduced, and the emission of air pollutants can be significantly reduced. . It should be noted that when the load is high, the fuel injection amount increases and the excess air ratio decreases, so that knocking tends to occur during compression. Therefore, when the load is high, it is preferable to set the compression ratio slightly lower and burn the air-fuel mixture by igniting with an ignition plug. On the other hand, when the load is extremely low, the self-ignition may be unstable because the fuel injection amount is small. Therefore, even when the load is extremely low, the air-fuel mixture may be burned by igniting with an ignition plug.
[0040]
FIG. 5 is a sectional view of a main part showing details of the combustion chamber of the first embodiment. In the air supply port 70, a flow path dividing wall 200 is housed. The flow path dividing wall 200 is for creating a reverse tumble flow RTF in the combustion chamber. The “tumble flow” refers to an airflow that flows in a loop around an axis perpendicular to the center axis of the cylinder (in the example of FIG. 5, an axis perpendicular to the paper surface). In general, there are two types of tumble flows: “forward tumble flow (also called forward tumble flow)” and “reverse tumble flow”. The “positive tumble flow” is the direction of the air flow naturally directed by the air supply port 70, passes through the gap on the exhaust valve side around the valve element 132 a of the air supply valve 132, and then passes below the exhaust valve 134. Means the direction of the airflow which rises after descending along the cylinder wall to the top of the piston. In the arrangement of FIG. 5, the “normal tumble flow” is a clockwise airflow. On the other hand, the “reverse tumble flow” is in the opposite direction to the forward tumble flow, passes through the gap on the cylinder wall side around the valve element 132a of the air supply valve 132, and then moves along the cylinder wall toward the top of the piston. It means the direction of airflow that rises after descending. In the arrangement of FIG. 5, such a reverse tumble flow RTF is depicted.
[0041]
The flow path dividing wall 200 divides the flow path of the air supply port 70 into a cylinder wall side flow path 73 and an exhaust valve side flow path 74. In this embodiment, the flow channel dividing wall 200 is configured as a tubular body (sweep pipe) inserted into the air supply port 70, but may be configured as a simple plate-shaped partition instead. As can be understood from this description, the term “flow channel dividing wall” may have any function as long as it has a function of dividing the flow channel, and can have various shapes.
[0042]
At the upstream end of the flow path dividing wall 200 (that is, at the entrance of the flow path dividing wall 200), the flow path cross-sectional area of the cylinder wall-side flow path 73 is larger than the flow path cross-sectional area of the exhaust valve-side flow path 74. Is set. On the other hand, at the downstream end of the flow path dividing wall 200 (that is, at the outlet of the flow path dividing wall 200), the flow path cross-sectional area of the cylinder wall-side flow path 73 It is set smaller than the cross-sectional area. The ratio of the cross-sectional area of the flow path at the inlet and the flow area of the outlet of the flow path dividing wall 200 is such that the flow velocity of the supply air flowing through the cylinder wall flow path 73 is sufficiently larger than the flow velocity of the supply air flowing through the exhaust valve flow path 74. It is set as follows. At the outlet of the flow channel dividing wall 200, the flow channel dividing wall 200 is bent in a substantially “C” shape (in the figure, an inverted “C” shape), and a straight flow channel is formed at the tip thereof. 210 are provided. The straight channel 210 has the smallest channel cross-sectional area among the channels in the channel dividing wall 200, and there is almost no change in the channel cross-sectional area. The supply air flowing through the cylinder wall side flow path 73 is finally directed by the straight flow path 210, passes through a gap around the valve body 132 a of the supply valve 132, and then flows along the cylinder wall. Flow into the combustion chamber.
[0043]
As described above, the flow velocity of the air supply flowing through the cylinder wall side flow path 73 becomes faster due to the shape of the flow path division wall 200, and the flow of the air supply flows toward the cylinder wall near the outlet of the flow path division wall 200. Bend. As a result, the supply air flowing through the cylinder wall side flow path 73 flows into the combustion chamber at a relatively large flow velocity from the gap around the valve body 132a of the supply valve 132, while the supply air flowing through the exhaust valve side flow path 74. Air flows into the combustion chamber at a relatively low flow rate from a gap around the valve element 132a of the air supply valve 132. Therefore, a reverse tumble flow RTF is generated in the combustion chamber by the supply air that has flowed vigorously into the combustion chamber from the cylinder wall side flow path 73. On the other hand, the supply air flowing through the exhaust valve side flow path 74 has a low flow velocity, and flows following the reverse tumble flow RTF.
[0044]
If the forward tumble flow occurs, the fuel injected from the fuel injection valve 14 immediately flows to the exhaust valve 134 side according to the forward tumble flow, so that the fuel may be discharged to the exhaust port 80 during scavenging. is there. On the other hand, when the reverse tumble flow RTF as shown in FIG. 5B occurs, more time is required for the supply air to reach the exhaust valve 134 side, so that the fuel is discharged to the exhaust port 80 during scavenging. There is an advantage that it can be prevented.
[0045]
In the engine of the present embodiment, a so-called mask wall is not provided at the opening of the air supply port 70. Therefore, when the air supply valve 132 is fully opened, the valve body 132a of the air supply valve 132 is closed. Supply air flows in from all around. For this reason, the flow resistance at the opening of the air supply port 70 is smaller than that in the case where there is a mask wall, so that a sufficient air supply amount can be obtained even during high load operation.
[0046]
FIG. 5A is a view of the cylinder head 130 as viewed from below, and shows a relationship between an opening provided in the cylinder head 130 and the air supply port 70. In this embodiment, the air supply port 70 is branched into two branch pipes 70a and 70b, and each branch pipe 70a and 70b is opened to each combustion chamber. Although not shown in FIG. 5A, the fuel injection valve 14 is disposed at the center between the two branch pipes 70a and 70b. The exhaust port 80 also has two openings 82a and 82b. An air supply valve 132 (FIG. 5B) is provided in each of the two openings 72a and 72b of the air supply port 70. The flow path dividing wall 200 also branches into two pipelines 200a and 200b near the combustion chamber so as to match the shape of the air supply port 70. FIG. 5A also shows a state where the air supply passage is divided into a cylinder wall side passage 73 and an exhaust valve side passage 74 at the two openings 72a and 72b of the air supply port. The outlet of the cylinder wall side flow path 73 preferably has a curved shape (substantially U-shaped or substantially V-shaped) having a concave portion in the center as in this example. With such a shape, interference with the valve shaft of the air supply valve can be prevented.
[0047]
FIG. 5C is a view taken along the line cc in FIG. 5B, and shows the entrance of the flow channel dividing wall 200. From this figure, it can be understood that the cylinder wall side passage 73 has a larger passage cross-sectional area than the exhaust valve side passage 74. In this embodiment, one flow path dividing wall 200 (flow path dividing pipe) is used for two air supply valves, but instead, one flow path dividing wall is provided for each air supply valve. (Flow path dividing pipe) may be used.
[0048]
As described above, according to the engine of the first embodiment, the shape of the flow path dividing wall 200 is devised so as to generate a strong reverse tumble flow in the combustion chamber. Can be prevented from being directly discharged to the exhaust port 80. Further, since no mask wall is used, it is possible to obtain a sufficient amount of air supply during high-load operation.
[0049]
In addition, since scavenging is not performed in the four-cycle operation, the reverse tumble flow need not be provided. The conventional mask wall only has a bad effect of increasing the pump loss and deteriorating the fuel consumption during the four-cycle operation, and is unnecessary. Since the engine of this embodiment does not have a mask wall, there is also an advantage that fuel efficiency during four-cycle operation does not deteriorate. Such an advantage is particularly remarkable in an engine capable of switching between two-cycle operation and four-cycle operation.
[0050]
B. Second embodiment:
FIG. 6 is a sectional view of a main part showing details of a combustion chamber of the engine of the second embodiment. In the engine of the second embodiment, a rotary-type flow path resistance control valve 220 (“air supply control”) is provided in the exhaust valve-side flow path 74 of the air supply port 70 of the engine of the first embodiment shown in FIG. This is also referred to as a “valve”, and the other configuration is the same as that of the first embodiment.
[0051]
The flow path resistance control valve 220 is housed in a substantially hollow cylindrical recess 224 provided in the exhaust valve side flow path 74 of the air supply port 70, and is rotatable about a rotation shaft 222. Specifically, the flow path resistance control valve 220 makes one rotation every time the crankshaft 148 makes one rotation in synchronization with the crankshaft 148 (FIG. 1). In order to perform such rotation, the rotation shaft 222 of the flow path resistance control valve 220 is connected to the crankshaft 148 via a rotation transmission mechanism (such as a gear or a chain) not shown. The valve body of the flow path resistance control valve 220 has a shape in which one end of a substantially cylindrical object is cut by a cutting plane parallel to the central axis thereof and deleted. Therefore, when the flow path resistance control valve 220 rotates, a state where the exhaust valve side flow path 74 is fully closed and a state where it is fully opened periodically appear.
[0052]
FIG. 7 shows an example of the valve open period of the air supply valve (IN valve) and the exhaust valve (EX valve) and the valve open period of the flow path resistance control valve 220 in the second embodiment. The opening periods of the air supply valve (IN valve) and the exhaust valve (EX valve) are the same as those shown in FIG. The flow path resistance control valve 220 is closed before the air supply valve is opened, is opened after the air supply valve is opened, and is closed at the same time as the air supply valve is closed. In the example of FIG. 7, the valve opening timing of the flow path resistance control valve 220 is set to about 45 ° before the bottom dead center of the piston, and the valve closing timing is set to about 60 ° after the bottom dead center of the piston. ing. The valve opening period of the flow path resistance control valve 220 is set in this manner for the following reason.
[0053]
FIG. 8 shows an example of changes in the in-cylinder pressure (combustion chamber pressure), the supply pressure (pressure of the supply port), and the exhaust pressure (pressure of the exhaust port) during the two-cycle operation. Immediately after the exhaust valve 134 is opened and immediately after the air supply valve 132 is opened, the in-cylinder pressure is still high, so a part of the combustion gas is returned to the air supply port 70, and the pressure of the air supply port 70 becomes high. Become. Thereafter, when the combustion gas is discharged to the exhaust port 80, the in-cylinder pressure decreases, and air flows into the combustion chamber from the air supply port 70. At this time, a negative pressure is generated in the combustion chamber with the rapid flow of the combustion gas discharged to the exhaust port 80. Here, “negative pressure” means a state in which the pressure in the combustion chamber is lower than the pressure in the air supply port 70. When such a negative pressure is generated, there is a possibility that air from the air supply port 70 is drawn into the combustion chamber and blows directly to the exhaust port 80.
[0054]
In the second embodiment, since the flow path resistance control valve 220 is opened when the in-cylinder pressure is sufficiently reduced after the air supply valve 132 is opened, the combustion gas discharged to the exhaust port 80 as described above. Can be prevented from flowing through the air due to the rapid flow of air. Further, after the in-cylinder pressure is sufficiently reduced, the flow resistance of the entire air supply port 70 is reduced by opening the flow resistance control valve 220, so that a sufficient air supply amount can be secured. is there. When the flow path resistance control valve 220 is fully open, the flow path of the air supply port 70 is almost the same as the flow path of the first embodiment shown in FIG. It is possible to do. In particular, in the second embodiment, during a period in which the air supply valve 132 is open and the flow path resistance control valve 220 is closed, only the cylinder wall side flow path 73 is open and the exhaust valve side flow path 74 is closed. . At this time, a strong reverse tumble flow is generated, and the reverse tumble flow continues even after the flow path resistance control valve 220 is opened. Therefore, it is possible to generate a stronger reverse tumble flow than in the first embodiment.
[0055]
In the second embodiment, the flow path resistance control valve 220 is configured so that the exhaust valve side flow path 74 can be fully closed. However, instead of this, the valve body is made slightly smaller so as not to be fully closed. May be. That is, as the flow path resistance control valve 220, a valve of a type other than the rotary type may be used. That is, it is preferable to provide the flow path resistance control valve 220 that changes the flow path resistance of the exhaust valve side flow path 74 in synchronization with the rotation of the crankshaft. Here, “changing the flow path resistance” has a broad meaning including the case where the flow path resistance is completely closed. Further, the opening / closing timing of the flow path resistance control valve 220 can be set to various timings other than those shown in FIG.
[0056]
C. Third embodiment:
FIG. 9 is a sectional view of a main part showing details of a combustion chamber of the engine of the third embodiment. In the engine of the third embodiment, the shape of the flow path dividing wall 200 of the engine of the first embodiment shown in FIG. 5B is changed, and the exhaust valve side flow path 74 of the air supply port 70 is pivoted. The flow path resistance control valve 240 (also referred to as “air supply control valve”) is added, and the other configuration is the same as that of the first embodiment.
[0057]
As shown in FIG. 9B, in the flow channel dividing wall 230 of the third embodiment, the flow channel cross-sectional areas of the cylinder wall flow channel 73 and the exhaust valve flow channel 74 at the inlet are substantially equal. Here, "the cross-sectional areas of the flow passages are substantially equal" means that one is in a range of ± 10% of the other. On the other hand, at the outlet of the flow path dividing wall 230, the flow path cross-sectional area of the cylinder wall-side flow path 73 is smaller than the flow path cross-sectional area of the exhaust valve-side flow path 74. Further, a straight flow path 232 is provided at the end of the outlet of the flow path dividing wall 230 as in the first embodiment.
[0058]
In the third embodiment, under the operating conditions that require a reverse tumble flow, the flow resistance control valve 230 is reduced in opening amount to increase the resistance of the exhaust valve side flow path 74 to generate a strong reverse tumble flow. Is possible. In particular, when the load is low, if the flow path resistance control valve 230 is fully closed, all air supply can be collected in the cylinder wall side flow path 73. Can be kept high. As a result, there is an advantage that a sufficient reverse tumble flow can be generated even at a low load, and blow-through during scavenging can be prevented. On the other hand, under operating conditions that do not require reverse tumble flow, pump loss can be reduced and fuel efficiency can be improved by setting the flow path resistance control valve 230 to the fully open state. For example, at the time of four-cycle operation, the flow path resistance control valve 230 may be set to a fully opened state.
[0059]
The flow path resistance control valve 230 may be a valve that can only open and close completely, but is preferably a control valve whose opening degree can be arbitrarily changed according to operating conditions. In particular, if the opening of the flow path resistance control valve 230 can be arbitrarily adjusted according to the load of the engine, it is possible to generate a reverse tumble flow without unnecessarily increasing the pump loss. In addition, such a flow path resistance control valve 230 can be applied to the engine of the first embodiment.
[0060]
D. Modification:
The present invention is not limited to the above-described examples and embodiments, but can be implemented in various modes without departing from the gist of the invention, and for example, the following modifications are possible.
[0061]
D1. Modification 1
In the above embodiment, an engine capable of switching between two-cycle operation and four-cycle operation has been described. However, the present invention is also applicable to an engine that performs only two-cycle operation. In the two-cycle operation, it is not always necessary to perform self-ignition, and spark ignition may always be performed.
[0062]
D2. Modified example 2:
In the various embodiments described above, the reverse tumble flow is generated using the flow channel dividing wall. However, the reverse tumble flow may be generated using means other than the flow channel dividing wall. However, as means for generating the reverse tumble flow, the gap between the opening of the air supply port and the valve element of the air supply valve is sufficiently wide over the entire circumference when the air supply valve is opened, and It is preferable that the supply air flows into the combustion chamber from the entire circumference of the valve body when fully opened. In other words, in the opening of the air supply port, the air supply flow rate in the portion near the cylinder wall is larger, and the air supply flow speed in the portion near the exhaust valve is smaller, so that the air supply speed in the air supply port opening is smaller. It is preferable to provide an air supply port with an air flow velocity adjusting section that causes a deviation in the air flow velocity.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory view conceptually showing a configuration of a gasoline engine 100 as a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a map showing an operation mode of the engine 100 according to the first embodiment.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing a state of two-cycle operation.
FIG. 4 is an explanatory diagram schematically showing an open / close period of a supply valve and an exhaust valve during two-cycle operation.
FIG. 5 is a sectional view of a main part showing details of a combustion chamber of the engine of the first embodiment.
FIG. 6 is an essential part cross-sectional view showing details of a combustion chamber of the engine of the second embodiment.
FIG. 7 is an explanatory diagram showing an opening period of an air supply valve (IN valve) and an exhaust valve (EX valve) and an opening period of a flow path resistance control valve 220 in the second embodiment.
FIG. 8 is a graph showing an example of changes in in-cylinder pressure (combustion chamber pressure), supply pressure, and exhaust pressure during two-cycle operation.
FIG. 9 is a sectional view of a main part showing details of a combustion chamber of an engine according to a third embodiment.
[Explanation of symbols]
12 ... Air supply passage
14 ... Fuel injection valve
16 Exhaust passage
20 ... Air cleaner
22 ... Throttle valve
24 ... Electric actuator
26 ... catalyst
30 ... ECU
32 ... Crank angle sensor
34 Accelerator opening sensor
50 ... Supercharger
52 ... Turbine
54 ... Compressor
56 ... Shaft
60 ... Surge tank
62 ... Intercooler
70 ... air supply port
70a, 70b ... branch pipe
72a, 72b ... opening
73 ... Cylinder wall side flow path
74 ... Exhaust valve side flow path
80 ... Exhaust port
82a, 82b ... opening
100 ... gasoline engine (internal combustion engine)
130 ... Cylinder head
132 ... air supply valve
132a ... Valve
134 ... exhaust valve
136 ... Spark plug
140 ... cylinder block
142 ... cylinder
144 ... piston
146… Connecting rod
148 ... Crankshaft
162, 164: Electric actuator
200: Channel dividing wall
200a, 200b ... pipeline
210 ... Linear flow path
220 ... Flow resistance control valve
222 ... rotating shaft
224 ... recess
230: Flow resistance control valve
230: Channel dividing wall
232 ... straight channel
240: Flow resistance control valve
300 ... gasoline engine

Claims (7)

２サイクル運転可能な内燃機関であって、
燃焼室を構成するシリンダおよびピストンと、
前記燃焼室の頭部の一方側に設けられた給気ポートと、
前記燃焼室の頭部の他方側に設けられた排気ポートと、
前記燃焼室内の前記給気ポートの開口部に設けられた給気弁と、
前記燃焼室内の前記排気ポートの開口部に設けられた排気弁と、
前記給気ポート内に設けられており、前記給気ポートの開口部のうちで前記シリンダの壁面に近い第１の部分における前記給気の流速がより大きくなり、前記給気ポートの開口部のうちで前記排気弁に近い第２の部分における前記給気の流速がより小さくなるように、前記給気ポートの開口部における給気流速に偏りを生じさせるための給気流速調整部と、
を備える内燃機関。An internal combustion engine capable of two-cycle operation,
A cylinder and a piston constituting a combustion chamber;
An air supply port provided on one side of the head of the combustion chamber,
An exhaust port provided on the other side of the head of the combustion chamber,
An air supply valve provided at an opening of the air supply port in the combustion chamber;
An exhaust valve provided at an opening of the exhaust port in the combustion chamber;
The air supply port is provided in the air supply port, and among the openings of the air supply port, a flow rate of the air supply in a first portion close to a wall surface of the cylinder becomes larger, and an opening of the air supply port is formed. An air supply flow rate adjustment unit for causing a bias in the air supply flow rate at the opening of the air supply port, so that the air supply flow rate in the second portion near the exhaust valve is smaller,
An internal combustion engine comprising: 請求項１記載の内燃機関であって、
前記給気流速調整部は、前記給気ポート内の流路を第１と第２の分割流路に分割する流路分割壁を含み、
前記第１の分割流路は、前記給気ポートの開口部の前記第１の部分に給気を導くように構成され、一方、前記第２の分割流路は、前記給気ポートの開口部の前記第２の部分に給気を導くように構成されており、
前記流路分割壁は、前記第１と第２の分割流路の入口においては前記第１の分割流路の方が前記第２の分割流路よりも流路断面積が大きく、一方、前記第１と第２の分割流路の出口においては前記第１の分割流路の方が前記第２の分割流路よりも流路断面積が小さくなるように構成されている、内燃機関。The internal combustion engine according to claim 1,
The air supply flow rate adjustment unit includes a flow path dividing wall that divides a flow path in the air supply port into first and second divided flow paths,
The first split flow path is configured to direct air supply to the first portion of the opening of the air supply port, while the second split flow path is configured to open the air supply port. Is configured to guide air supply to the second portion of
The flow path dividing wall has a larger flow path cross-sectional area at the entrance of the first and second divided flow paths in the first divided flow path than in the second divided flow path. An internal combustion engine, wherein at the outlet of the first and second divided flow paths, the first divided flow path is configured to have a smaller flow sectional area than the second divided flow path. 請求項２記載の内燃機関であって、
前記第１の分割流路は、前記給気ポートの開口部近傍において給気流を、よりシリンダ側に方向付ける直線流路部を含む、内燃機関。The internal combustion engine according to claim 2,
The internal combustion engine, wherein the first divided flow path includes a straight flow path portion that directs the supply air flow closer to the cylinder side near the opening of the supply port. 請求項１ないし３のいずれかに記載の内燃機関であって、
前記給気流速調整部は、さらに、前記第２の分割流路内の流路抵抗を変更可能な流路抵抗制御弁を含む、内燃機関The internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3, wherein
The internal combustion engine, further comprising a flow path resistance control valve capable of changing a flow path resistance in the second divided flow path. 請求項４記載の内燃機関であって、
前記流路抵抗制御弁は、前記第２の分割流路内の流路抵抗を前記ピストンの回転に同期して周期的に変更するとともに、前記給気弁の開弁前には前記第２の分割流路を閉止しており、前記給気弁が開弁した後に前記第２の分割流路を開通させる動作を行う、内燃機関。The internal combustion engine according to claim 4, wherein
The flow path resistance control valve periodically changes the flow path resistance in the second divided flow path in synchronization with the rotation of the piston, and opens the second flow path before opening the air supply valve. An internal combustion engine that closes a split flow path and performs an operation of opening the second split flow path after the air supply valve opens. 請求項５記載の内燃機関であって、
前記流路抵抗制御弁は、前記ピストンに接続されたクランクシャフトが１回転するたびに１回転するロータリ弁である、内燃機関。The internal combustion engine according to claim 5, wherein
The internal combustion engine, wherein the flow path resistance control valve is a rotary valve that makes one rotation each time a crankshaft connected to the piston makes one rotation. 請求項１記載の内燃機関であって、
前記給気流速調整部は、前記給気ポート内の流路を第１と第２の分割流路に分割する流路分割壁を含み、
前記第１の分割流路は、前記給気ポートの開口部の前記第１の部分に給気を導くように構成され、一方、前記第２の分割流路は、前記給気ポートの開口部の前記第２の部分に給気を導くように構成されており、
前記流路分割壁は、前記第１と第２の分割流路の入口においては前記第１と第２の分割流路の流路断面積がほぼ等しく、一方、前記第１と第２の分割流路の出口においては前記第１の分割流路の方が前記第２の分割流路よりも流路断面積が小さくなるように設定されており、
前記給気流速調整部は、さらに、前記第２の分割流路内の流路抵抗を前記内燃機関の運転条件に応じて任意に変更可能な流路抵抗制御弁を含む、内燃機関。The internal combustion engine according to claim 1,
The air supply flow rate adjustment unit includes a flow path dividing wall that divides a flow path in the air supply port into first and second divided flow paths,
The first split flow path is configured to direct air supply to the first portion of the opening of the air supply port, while the second split flow path is configured to open the air supply port. Is configured to guide air supply to the second portion of
The flow path dividing wall has substantially equal flow passage cross-sectional areas of the first and second divided flow paths at the entrances of the first and second divided flow paths, while the first and second divided flow paths have the same sectional area. At the outlet of the flow path, the first divided flow path is set so that the flow path cross-sectional area is smaller than the second divided flow path,
The internal combustion engine further comprising a flow path resistance control valve capable of arbitrarily changing a flow path resistance in the second divided flow path in accordance with operating conditions of the internal combustion engine.

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