(57)【要約】  【課題】中高負荷運転領域での高出力化と低負荷運転領域でのエンジン回転の安定化の両立を図ることに加え、負荷変動運転中のエンジン回転の安定化を図ることができる火花点火式エンジンを提供する。  【解決手段】ガバナスプリングが主スプリングと補助スプリングで構成され、スロットルバルブの全開寄りの中高負荷運転領域と、全閉寄りの低負荷運転領域で主スプリングのバネ力と補助スプリングのバネ力の両方のバネ力がガバナレバーに作用して、ガバナレバーに回転トルクＴｒが付与され、スロットルバルブのバルブ開度θに対する前記回転トルクＴｒの変化率ｄＴｒ／ｄθが負荷の増加につれて連続的に減少するように構成されている。【選択図】    図１
2018105231.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ガバナスプリング(１)と、ガバナウェイト(２)と、ガバナスプリング(１)のバネ力(ＳＦ)とガバナウェイト(２)のガバナ力(ＧＦ)の不釣合い力で揺動するガバナレバー(３)と、ガバナレバー(３)に連動連結されたスロットルバルブ(４)を備えた火花点火式エンジンにおいて、
ガバナスプリング(１)が主スプリング(１ａ)と補助スプリング(１ｂ)で構成され、スロットルバルブ(４)の全開寄りの中高負荷運転領域と、全閉寄りの低負荷運転領域で主スプリング(１ａ)のバネ力(ＳＦａ)と補助スプリング(１ｂ)のバネ力(ＳＦｂ)の両方のバネ力(ＳＦ)がガバナレバー(３)に作用して、ガバナレバー(３)に回転トルク(Ｔｒ)が付与され、
スロットルバルブ(４)のバルブ開度(θ)に対する前記回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が負荷の増加につれて連続的に減少するように構成されている、ことを特徴とする火花点火式エンジン。
【請求項２】
請求項１に記載された火花点火式エンジンにおいて、
ガバナレバー(３)の揺動中心(３ａ)と補助スプリング(１ｂ)の作用点(３ｂ)を結ぶ腕半径仮想線(３ｃ)を想定し、スロットルバルブ(４)が全閉側から全開側に回転するにつれ、腕半径仮想線(３ｃ)と補助スプリングの中心軸線(１ｃ)に挟まれた挟角(β)が次第に大きくなることにより、前記回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が負荷の増加につれて連続的に減少するように構成されている、ことを特徴とする火花点火式エンジン。
【請求項３】
請求項１または請求項２に記載された火花点火式エンジンにおいて、
主スプリング(１ａ)と補助スプリング(１ｂ)がそれぞれ一本の線形バネで構成されている、ことを特徴とする火花点火式エンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火式エンジンに関し、詳しくは、中高負荷運転領域での高出力化と低負荷運転領域でのエンジン回転の安定化の両立を図ることに加え、負荷変動運転中のエンジン回転の安定化を図ることができる火花点火式エンジンに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、ガバナスプリングと、ガバナウェイトと、ガバナスプリングのバネ力とガバナウェイトのガバナ力の不釣合い力で揺動するガバナレバーと、ガバナレバーに連動連結されたスロットルバルブを備えた火花点火式エンジンがある(例えば、特許文献１参照)。
【０００３】
この種のエンジンによれば、負荷の増加によるエンジン回転数の低下をメカニカルガバナで抑制でき、エンジン搭載機械の作業能率を高めることができる利点がある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００６−１９４２０８号公報(図１，図２参照)
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１の発明は、中高負荷運転領域での高出力化と低負荷運転領域でのエンジン回転の安定化の両立を図ることが困難になる。
その理由は、次の通りである。
ガバナスプリングが一本の場合、中高負荷運転領域での高出力化を図るために、バネ定数を小さくすると、吸入空気の絶対量が少なく、負荷変動によるスロットルバルブの開閉量が過剰になりがちな低負荷運転領域でのガバナ感度が高くなり過ぎ、エンジン回転のハンチングが起こりやすい。
逆に、低負荷運転領域でのエンジン回転の安定化を図るために、バネ定数を大きくすると、中高負荷領域でのガバナ感度が低下し、負荷の増加でエンジン回転数が急落し、出力が高まらない。
【０００６】
この問題を解決するため、本発明の発明者らは、本発明に先立ち、図８(Ａ)(Ｂ)(Ｃ)に示すメカニカルガバナを備えたエンジンを提案した。
図８(Ａ)(Ｂ)(Ｃ)に示すように、この先提案例のエンジンは、ガバナスプリング(５１)が主スプリング(５１ａ)と補助スプリング(５１ｂ)で構成され、補助スプリング(５１ｂ)の係止フック(５１ｄ)がガバナレバー(５３)の長孔(５３ｄ)の縁部に係脱可能に係止されるようにし、スロットルバルブ(５４)の全開寄りの中高負荷運転領域では、主スプリング(５１ａ)のバネ力(ＳＦａ)のみがガバナレバー(５３)に作用して、ガバナレバー(５３)に回転トルク(Ｔｒ)が付与され、全閉寄りの低負荷運転領域では、主スプリング(５１ａ)のバネ力(ＳＦａ)と補助スプリング(５１ｂ)のバネ力(ＳＦｂ)の両方のバネ力(ＳＦ)がガバナレバー(５３)に作用して、ガバナレバー(５３)に回転トルク(Ｔｒ)が付与される。
【０００７】
図８(Ａ)(Ｂ)中の符号(５５)は速度調節レバー、(５６)は速度調節レバー(５５)を取り付けるベースブラケット、(５７)はベースブラケット(５６)を固定したシリンダブロック、(５３ａ)はガバナレバー(５３)の揺動中心、(５２)はガバナウェイト、(５８)は連動ロッド、(５９)はスロットルボディ、(５４ａ)はバルブ入力レバー、(５４ｂ)はバルブ回転軸である。主スプリング(５１ａ)は速度調節レバー(５５)とガバナレバー(５３)との間に架設され、補助スプリング(５１ｂ)はベースブラケット(５６)とガバナレバー(５３)との間に架設されている。
【０００８】
先提案例のガバナ特性は、次の通りである。
スロットルバルブ(５４)のバルブ開度(θ)に対する前記回転トルク(Ｔｒ)は図１(Ａ)´、その変化率(ｄＴｒ／ｄθ)は図１(Ｂ)´、エンジン回転数に対するエンジン出力は図１(Ｃ)´に示すようになる。
これらから明らかな通り、スロットルバルブ(５４)のバルブ開度(θ)が全開寄りの中高負荷運転領域では、前記変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が相対的に小さくなり、高い出力が得られ、全閉寄りの低負荷運転領域では、前記変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が相対的に大きくなり、エンジン回転が安定化される。
【０００９】
その理由は、次の通りである。
図８(Ａ)(Ｂ)(Ｃ)に示すように、スロットルバルブ(５４)のバルブ開度(θ)はガバナレバー(５３)の揺動角度(α)、すなわちガバナスプリング(５１)の変位に比例し、ガバナレバー(５３)に付与される回転トルク(Ｔｒ)はガバナスプリング(５１)のバネ力(ＳＦ)に比例するため、前記変化率(ｄＴｒ／ｄθ)は、ガバナ特性に関し、ガバナスプリング(５１)のバネ定数と同等に評価することができ、図１(Ｂ)´(Ｃ)´に示すように、前記変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が小さい中高負荷運転領域ではバネ定数が小さい場合と同様に高い出力が図られ、前記変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が大きい低負荷運転領域ではバネ定数が大きい場合と同様にエンジン回転が安定化される。
【００１０】
しかし、この先提案例のエンジンでは、負荷変動運転中に、図８(Ａ)(Ｂ)に示す長孔(５３ｄ)の縁部に対し、補助スプリング(５１ｂ)の係止フック(５１ｄ)の係合離脱が起こり、図１(Ｂ)´に示すように、この係合離脱で前記回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が不連続に急変するため、図１(Ｃ)´に示すように、ガバナの整定回転数が急変し、負荷変動運転中にエンジン回転のハンチングが起こりやすい。
【００１１】
本発明の課題は、中高負荷運転領域での高出力化と低負荷運転領域でのエンジン回転の安定化の両立を図ることに加え、負荷変動運転中のエンジン回転の安定化を図ることができる火花点火式エンジンを提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
本発明の発明特定事項は、次の通りである。
図２(Ａ)(Ｂ)に例示するように、ガバナスプリング(１)と、ガバナウェイト(２)と、ガバナスプリング(１)のバネ力(ＳＦ)とガバナウェイト(２)のガバナ力(ＧＦ)の不釣合い力で揺動するガバナレバー(３)と、ガバナレバー(３)に連動連結されたスロットルバルブ(４)を備えた火花点火式エンジンにおいて、
図２(Ａ)(Ｂ)に例示するように、ガバナスプリング(１)が主スプリング(１ａ)と補助スプリング(１ｂ)で構成され、スロットルバルブ(４)の全開寄りの中高負荷運転領域と、全閉寄りの低負荷運転領域で主スプリング(１ａ)のバネ力(ＳＦａ)と補助スプリング(１ｂ)のバネ力(ＳＦｂ)の両方のバネ力(ＳＦ)がガバナレバー(３)に作用して、ガバナレバー(３)に回転トルク(Ｔｒ)が付与され、
図１(Ｂ)に例示するように、スロットルバルブ(４)のバルブ開度(θ)に対する前記回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が負荷の増加につれて連続的に減少するように構成されている、ことを特徴とする火花点火式エンジン。
【発明の効果】
【００１３】
本発明は、次の効果を奏する。
《効果１》  中高負荷運転領域での高出力化と低負荷運転領域でのエンジン回転の安定化の両立を図ることができる。
その理由は、次の通りである。
図１(Ｂ)に例示するように、前記入力回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が中高負荷運転領域では相対的に小さくなるため、ガバナ感度が高く、図１(Ｃ)に例示するように、負荷が増加しても、エンジン回転数が高く維持され、中負荷運転領域での高出力化を図ることができる。同時に、図１(Ｂ)に例示するように、低負荷運転領域では前記入力回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が相対的に大きくなるため、吸入空気の絶対量が少なく、負荷変動によるスロットルバルブの開閉量が過剰になりがちな低負荷運転領域でのガバナ感度が適度に低下し、エンジン回転のハンチングが起こりにくく、エンジン回転の安定化を図ることができる。
【００１４】
《効果２》  負荷変動運転中のエンジン回転の安定化を図ることができる。
その理由は、図１(Ｂ)に例示するように、負荷変動運転中に前記回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が連続的に緩やかに変化するため、図１(Ｃ)に示すように、負荷変動運転中のガバナの整定回転数の変化が緩やかになり、エンジン回転のハンチングが起こりにくく、負荷変動運転中のエンジン回転の安定化を図ることができるためである。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明の実施形態と先提案例に係るエンジンのメカニカルガバナの制御特性を示すグラフである。このうち、図１(Ａ)〜(Ｃ)は本発明の実施形態に関し、図１(Ａ)はバルブ開度と回転トルクの関係を示すグラフ、図１(Ｂ)はバルブ開度に対する回転トルクの変化率の関係を示すグラフ、図１(Ｃ)はエンジン回転数に対するエンジン出力の関係を示すグラフである。図１(Ａ)´〜(Ｃ)´は先提案例の図１(Ａ)〜(Ｃ)相当図である。
【図２】本発明の実施形態に係るエンジンのメカニカルガバナとスロットルバルブを説明する図で、図２(Ａ)は平面図、図２(Ｂ)は図２(Ａ)のＢ方向矢視図、図２(Ｃ)は図２(Ａ)のＣ方向矢視図、図２(Ｄ)は図２(Ａ)のＤ部拡大図である。
【図３】本発明の実施形態に係るエンジンの縦断正面図である。
【図４】図３のエンジンの平面図で、ファンカバーと上カバーを省略したものである。
【図５】図３のエンジンの斜視図で、上カバーを省略したものである。
【図６】図３のエンジンの背面図である。
【図７】図３のエンジンの正面図である。
【図８】本発明の先提案例に係るエンジンのメカニカルガバナとスロットルバルブを説明する図で、図８(Ａ)は平面図、図８(Ｂ)は図８(Ａ)のＢ方向矢視図、図８(Ｃ)は図８(Ａ)のＣ方向矢視図である。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
図１〜図７は本発明の実施形態に係る火花点火式エンジンを説明する図で、この実施形態では、空冷Ｖ形２気筒で燃料噴射式の火花点火式エンジンについて説明する。
【００１７】
このエンジンの概要は、次の通りである。
図４に示すように、クランク軸(１０)の架設方向を前後方向、その一方を前、他方を後とする。
図６に示すように、このエンジンは、クランク軸(１０)の架設方向と平行な向きに見て、クランクケース(１１)の上部左右位置からそれぞれ左右斜め上に左右のシリンダ(１２)(１２)を突出させたシリンダブロック(７)と、左右のシリンダ(１２)(１２)の突出端にそれぞれ取り付けられた左右のシリンダヘッド(１３)(１３)と、左右のシリンダヘッド(１３)(１３)の上部にそれぞれ取り付けられた左右のシリンダヘッドカバー(１４)(１４)と、図３に示すシリンダブロック(７)の前方に配置されたエンジン冷却ファン(１５)と、図３，図７に示すエンジン冷却ファン(１５)を覆うファンカバー(１６)と、図３〜図７に示す吸気装置(１７)と、メカニカルガバナ(１８)と、燃料噴射装置(１９)と、吸気装置(１７)の前部及び燃料噴射装置(１９)の前部を上方から覆う図７に示す上カバー(２９)を備えている。
【００１８】
図３〜図５に示すように、吸気装置(１７)は、スロットルボディ(９)と、スロットルボディ(９)に吸気を導入する吸気導入パイプ(２０)と、スロットルボディから左右のシリンダ(１２)(１２)に吸気を分配する吸気マニホルド(２１)を備えている。
図２に示すように、メカニカルガバナ(１８)は、エンジン回転数と負荷に応じ、メカニカル制御によりスロットルボディ(９)のスロットルバルブ(４)のバルブ開度(θ)を調節する。
【００１９】
図３に示すように、燃料噴射装置(１９)は、左のシリンダ(１２)の吸入空気量を検出するエアフローセンサ(２２)と、燃料供給ポンプ(２５)と、燃料供給ポンプ(２５)からの燃料を分配するデリバリパイプ(２６)と、デリバリパイプ(２６)で分配された燃料を左右のシリンダ(１２)(１２)にそれぞれ噴射する左右の燃料インジェクタ(２３)(２３)と、エアフローセンサ(２２)の検出に基づく吸入空気量に対応させて左右の燃料インジェクタ(２３)(２３)から噴射する燃料噴射量を調量制御する電子制御装置(２４)を備えている。右のシリンダ(１２)の吸入空気量はエアフローセンサ(２２)で検出された左のシリンダ(１２)の吸入空気量に基づいて電子制御装置(２４)が推定する。
電子制御装置(２４)は、エンジンＥＣＵである。エンジンＥＣＵはエンジン電子制御ユニットの略称で、マイコンである。
電子制御装置(２４)は、左右のシリンダ(１２)(１２)の点火プラグ(２７)(２７)に高圧電流を供給する左右の点火コイル(２８)(２８)も制御し、エンジン回転数や負荷に応じた点火タイミングを設定する。
左右の点火コイル(２８)(２８)は、デリバリパイプ(２６)に取り付けられている。
このエンジンは、メカニカルガバナ(１８)で調量制御された吸入空気量に見合う燃料を燃料噴射装置(１９)で吸入空気に供給し、所定空燃比の混合気を得るが、燃料供給は燃料噴射装置(１９)に代え、キャブレータで行うこともできる。
【００２０】
図２(Ａ)(Ｂ)に示すように、このエンジンは、ガバナスプリング(１)と、ガバナウェイト(２)と、ガバナスプリング(１)のバネ力(ＳＦ)とガバナウェイト(２)のガバナ力(ＧＦ)の不釣合い力で揺動するガバナレバー(３)と、ガバナレバー(３)に連動連結されたスロットルバルブ(４)を備えている。
このため、負荷の増加によるエンジン回転数の低下をメカニカルガバナ(１８)で抑制でき、エンジン搭載機械の作業能率を高めることができる。
【００２１】
図２(Ａ)(Ｂ)に示すように、ガバナスプリング(１)が主スプリング(１ａ)と補助スプリング(１ｂ)で構成され、スロットルバルブ(４)の全開寄りの中高負荷運転領域と、全閉寄りの低負荷運転領域で主スプリング(１ａ)のバネ力(ＳＦａ)と補助スプリング(１ｂ)のバネ力(ＳＦｂ)の両方のバネ力(ＳＦ)がガバナレバー(３)に作用して、ガバナレバー(３)に回転トルク(Ｔｒ)が付与される。
図１(Ａ)(Ｂ)に示すように、スロットルバルブ(４)のバルブ開度(θ)に対する前記回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が負荷の増加につれて連続的に減少するように構成されている。
【００２２】
この構成により、中高負荷運転領域での高出力化と低負荷運転領域でのエンジン回転の安定化の両立を図ることができる。
その理由は、次の通りである。
図１(Ｂ)に示すように、前記入力回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が中高負荷運転領域では相対的に小さくなるため、ガバナ感度が高く、図１(Ｃ)に例示するように、負荷が増加しても、エンジン回転数が高く維持され、中負荷運転領域での高出力化を図ることができる。同時に、図１(Ｂ)に示すように、低負荷運転領域では前記入力回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が相対的に大きくなるため、吸入空気の絶対量が少なく、負荷変動によるスロットルバルブの開閉量が過剰になりがちな低負荷運転領域でのガバナ感度が適度に低下し、エンジン回転のハンチングが起こりにくく、エンジン回転の安定化を図ることができる。
【００２３】
前記構成により、負荷変動運転中のエンジン回転の安定化を図ることができる。
その理由は、図１(Ｂ)に例示するように、負荷変動運転中に前記回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が連続的に緩やかに変化するため、図１(Ｃ)に示すように、負荷変動運転中のガバナの整定回転数の変化が緩やかになり、エンジン回転のハンチングが起こりにくく、負荷変動運転中のエンジン回転の安定化を図ることができるためである。
【００２４】
図２(Ａ)(Ｂ)(Ｃ)に示すように、このエンジンは、速度調節レバー(５)と、速度調節レバー(５)をシリンダブロック(７)の後部に取り付けるベースブラケット(６)と、ガバナレバー(３)にスロットルボディ(９)のスロットルバルブ(４)を連動連結する連動ロッド(８)と、連動ロッド(８)の出力端に接続されたバルブ入力レバー(４ａ)と、バルブ入力レバー(４ａ)が取り付けられたバルブ回転軸(４ｂ)を備えている。
スロットルバルブ(４)は、並列に配置された左右一対のスロットル通路(図示せず)に配置された左右一対のバルブで、バルブ入力レバー(４ａ)で一連に開閉駆動される。
【００２５】
図２(Ａ)(Ｂ)に示すように、ガバナレバー(３)の揺動中心(３ａ)と補助スプリング(１ｂ)の作用点(３ｂ)を結ぶ腕半径仮想線(３ｃ)を想定し、スロットルバルブ(４)が全閉側から全開側に回転するにつれ、腕半径仮想線(３ｃ)と補助スプリングの中心軸線(１ｃ)に挟まれた挟角(β)が次第に大きくなることにより、前記回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が負荷の増加につれて連続的に減少するように構成されている。
このため、挟角(β)を用いた簡易な構造で、前記の優れたガバナ特性が得られる。
【００２６】
図２(Ａ)に示すように、補助スプリング(１ｂ)のバネ力(ＳＦｂ)でガバナレバー(３)に入力される回転トルクは、積(Ｒ・Ｆ)で表され、(Ｒ)は腕半径仮想線(３ｃ)の腕長さ、(Ｆ)は腕半径仮想線(３ｃ)と直交するバネ力(ＳＦｂ)の分力である。分力(Ｆ)は、挟角(β)の補角(γ)を用いてＳＦｂ・ｓｉｎ(γ)で表される。この実施形態では、負荷の増加につれ、挟角(β)が全閉側の１６５°から全開側の１８０°に向かって次第に増加し、これに応じて補角(γ)が１５°から０°に向かって次第に減少し、分力(Ｆ)も次第に減少し、補助スプリング(１ｂ)のバネ力(ＳＦｂ)でガバナレバー(３)に入力される回転トルクも次第に減少する。
また、図２(Ａ)から明らかな通り、主スプリング(１ａ)のバネ力(ＳＦａ)でガバナレバー(３)に入力される回転トルクも、負荷の増加につれて次第に減少する。この主スプリング(１ａ)と補助スプリング(１ｂ)によるガバナレバー(３)のトルク特性により、前記回転トルク(Ｔｒ)の変化率(ｄＴｒ／ｄθ)が負荷の増加につれて連続的に減少する。
【００２７】
図２(Ａ)に示すように、主スプリング(１ａ)と補助スプリング(１ｂ)がそれぞれ一本の線形バネで構成されている。このため、安価で高精度化が容易な線形バネを用いて、安価で高精度のメカニカルガバナが得られる。
【００２８】
本発明の実施形態の内容は以上の通りであるが、本発明は上記実施形態に限定されるものではない、例えば、本発明は、燃料噴射式に限らず、キャブレータ式の火花点火式エンジンにも適用することができる。  
【符号の説明】
【００２９】
(１)…ガバナスプリング、(１ａ)…主スプリング、(１ｂ)…補助スプリング、(１ｃ)…中心軸線、(ＳＦ)…バネ力、(ＳＦａ)…主スプリングのバネ力、(ＳＦｂ)…補助スプリングのバネ力、(２)…ガバナウェイト、(ＧＦ)…ガバナ力、(３)…ガバナレバー、(３ａ)…揺動中心、(３ｂ)…作用点、(３ｃ)…揺動半径仮想線、(４)…スロットルバルブ、(Ｔｒ)…回転トルク、(θ)…バルブ開度、(ｄＴｒ／ｄθ)…変化率、(β)…挟角。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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