(57)【要約】【課題】幾何学的圧縮比が高くても始動時のクランキングトルクの増加を抑えつつアフターファイアを抑制できる、４サイクルエンジンおよびエンジン発電機を提供する。【解決手段】エンジン発電機１０の４サイクルエンジン２４は、シリンダ５４と、シリンダ５４内に混合気を供給する１つの吸気ポート９６と、吸気ポート９６を開閉する１つの吸気弁９４と、シリンダ５４内に往復動可能に設けられるピストン６４と、ピストン６４の往復運動を回転運動に変換するクランクシャフト６６と、ピストン６４とクランクシャフト６６とを連結するコンロッド７２と、クランクシャフト６６を回転させるためのリコイルスタータ３２とを備え、幾何学的圧縮比を８．５以上とする。吸気弁９４がバルブリフト量１ｍｍの位置まで閉じる時点をもって定義した吸気弁９４の閉弁タイミングは、下死点後から上死点までの範囲内で設定される。【選択図】図４
2015055243.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダと、
前記シリンダ内に混合気を供給する１つの吸気ポートと、
前記吸気ポートを開閉する１つの吸気弁と、
前記シリンダ内に往復動可能に設けられるピストンと、
前記ピストンの往復運動を回転運動に変換するクランクシャフトと、
前記ピストンと前記クランクシャフトとを連結するコンロッドと、
前記クランクシャフトを回転させるための手動始動装置とを備え、
幾何学的圧縮比を８．５以上とし、
前記吸気弁がバルブリフト量１ｍｍの位置まで閉じる時点をもって定義した前記吸気弁の閉弁タイミングは、下死点後から上死点までの範囲内で設定される、４サイクルエンジン。
【請求項２】
単気筒エンジンである、請求項１に記載の４サイクルエンジン。
【請求項３】
前記吸気弁の閉弁タイミングは、前記下死点からのクランク角で４３度以上７４度以下の範囲内で設定される、請求項２に記載の４サイクルエンジン。
【請求項４】
気化燃料を使用する気化燃料エンジンである、請求項３に記載の４サイクルエンジン。
【請求項５】
請求項１から４に記載の４サイクルエンジンを備える、エンジン発電機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は４サイクルエンジンおよびエンジン発電機に関し、より特定的には、手動始動装置を備える４サイクルエンジンおよびエンジン発電機に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般に、エンジンの熱効率の向上には燃焼室での圧縮比（膨張比）を高くすることが効果的であることが知られている。ただし、圧縮比を高くすると、圧縮時の圧力が増加するため、エンジン始動時のクランキングトルクが増加する。手動始動装置を備えるエンジンの場合、エンジン始動時のクランキングトルクが増加すると操作者はより大きな力を要するため、特許文献１に示すような圧縮圧を抜くデコンプ装置が適用されることがある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開昭６０−１５６９７６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかし、エンジン始動時の圧縮工程中に排気弁を開いて吸入混合気を排気管側に逃がす場合、排気系に未燃焼混合気が流れるため、アフターファイアが発生することがある。
それゆえにこの発明の主たる目的は、幾何学的圧縮比が高くても始動時のクランキングトルクの増加を抑えつつアフターファイアを抑制できる、４サイクルエンジンおよびエンジン発電機を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上述の目的を達成するために、請求項１に記載の４サイクルエンジンは、シリンダと、シリンダ内に混合気を供給する１つの吸気ポートと、吸気ポートを開閉する１つの吸気弁と、シリンダ内に往復動可能に設けられるピストンと、ピストンの往復運動を回転運動に変換するクランクシャフトと、ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドと、クランクシャフトを回転させるための手動始動装置とを備え、幾何学的圧縮比を８．５以上とし、吸気弁がバルブリフト量１ｍｍの位置まで閉じる時点をもって定義した吸気弁の閉弁タイミングは、下死点後から上死点までの範囲内で設定されることを特徴とする。
【０００６】
請求項２に記載の４サイクルエンジンは、請求項１に記載の４サイクルエンジンにおいて、単気筒エンジンであることを特徴とする。
【０００７】
請求項３に記載の４サイクルエンジンは、請求項２に記載の４サイクルエンジンにおいて、吸気弁の閉弁タイミングは、下死点からのクランク角で４３度以上７４度以下の範囲内で設定されることを特徴とする。
【０００８】
請求項４に記載の４サイクルエンジンは、請求項３に記載の４サイクルエンジンにおいて、気化燃料を使用する気化燃料エンジンであることを特徴とする。
【０００９】
請求項５に記載のエンジン発電機は、請求項１から４に記載の４サイクルエンジンを備える。
【００１０】
請求項１に記載の４サイクルエンジンでは、下死点以降も吸気弁が開いているので、一旦シリンダの燃焼室内に吸入された混合気が吸気弁の上流（吸気管側）に戻されるため、幾何学的圧縮比が８．５以上と高くても実際の圧縮比は幾何学的圧縮比よりも低くなる。よって、幾何学的圧縮比ほど実際の圧縮圧力は高くならない。つまり、高い膨張比が得られるが、圧縮圧力は高くならない。したがって、エンジンの熱効率を向上させつつ、手動始動装置による始動時のクランキングトルクの増加を抑えることができる。また、混合気は排気管側ではなく吸気管側に逃がされるので、アフターファイアを抑制できる。
【００１１】
単気筒エンジンは複気筒エンジンに比べて、同一排気量であればピストンとシリンダとの摺動面積が少ないので、摩擦損失が少ない。また、単気筒エンジンは、シリンダおよび燃焼室の総表面積が少なく熱損失が少ないため熱効率が高く、かつ手動始動装置を有する割合が高い。この発明によれば、幾何学的圧縮比が高くても始動時のクランキングトルクの増加を抑えることができるので、請求項２に記載のように、この発明は、単気筒エンジンに好適に用いられる。
【００１２】
請求項３に記載の４サイクルエンジンのように、吸気弁の閉弁タイミングが、下死点からのクランク角で４３度以上７４度以下の範囲内であれば、実際の圧縮比を適度に減ずることができるので、エンジンの熱効率を向上させつつ、始動時のクランキングトルクの増加を抑えることができる。
【００１３】
ガス等の気化燃料は、ガソリン等の液化燃料と比較して、低位発熱量が小さく、同一排気量での出力が低くなりがちである。出力を向上させるために圧縮比を高くすることが求められるが、液化燃料エンジンの場合と同様にノッキングに似た異常燃焼が発生しやすい。この発明によれば、異常燃焼を抑制しながら高出力を維持できるので、請求項４に記載のように、この発明は、気化燃料エンジンに好適に用いられる。
【００１４】
一般に、エンジン発電機のエンジンは、発電時には３０００〜３６００ｒｐｍで常用されるが、実際の圧縮比が高ければ常用される高回転域に至るまでの低中回転域においてノッキングが発生し易くなる。そこで、従来、たとえば吸気２バルブのエンジンの場合、可変動弁機構を用いてエンジンの回転数に応じて２つの吸気弁の開閉弁タイミングを別々に制御して、実際の圧縮比を調整しノッキングの発生を抑制しようとする技術がある。しかし、この場合、制御が複雑になるとともに部品点数が増え、製造コストが上昇してしまう。また、エンジンの回転数を制御する調速機を有するエンジン発電機であっても、発電機の負荷が変化しエンジンの回転数が低中回転域に低下すれば、ノッキングが発生することがある。
【００１５】
これに対して、本願発明者は、吸気弁の閉弁タイミングが下死点後となる所謂アトキンソンサイクルを用いかつ１つの吸気弁を有するエンジンにおいて、吸気弁の上流へ混合気が戻る量がエンジン回転数によって異なる点に着目した。すなわち、エンジン回転数が大きくなるほど、混合気の流速が大きくなるので吸気弁の上流へ戻ろうとする混合気に対する抵抗が大きくなるとともに、ピストンが下死点にある時点から吸気弁が閉じる時点までの時間が短くなるので、混合気が吸気弁の上流に戻り難くなる。これは、高回転域より低中回転域の実際の圧縮比を小さくできるとともに、高回転域の実際の圧縮比はさほど低下しないことを意味する。したがって、この発明に係る１つの吸気弁を有するエンジンをエンジン発電機に用いた場合、製造コストを抑制しつつ、低中回転域においてノッキングを抑制できるとともに、３０００〜３６００ｒｐｍの高回転域（常用回転域）において良好な熱効率および出力が得られるので、請求項５に記載のように、この発明に係る４サイクルエンジンは、エンジン発電機に好適に用いられる。
【００１６】
なお、特許請求の範囲において、吸気弁の閉弁タイミングを、吸気弁がバルブリフト量１ｍｍの位置まで閉じる時点をもって定義しているのは、バルブリフト量が０ｍｍに近い位置ほどバルブリフト量の変化量が小さくなるので、吸気弁が完全に閉じるバルブリフト量０ｍｍの位置の付近では、その位置でのクランク角を正確に特定することが困難だからである。
【００１７】
また、幾何学的圧縮比とは、シリンダにおけるピストンの下死点での容積と上死点での容積との比をいう。
【発明の効果】
【００１８】
この発明によれば、幾何学的圧縮比が高くてもエンジン始動時のクランキングトルクの増加を抑えつつアフターファイアを抑制できる。
【図面の簡単な説明】
【００１９】
【図１】この発明の一実施形態の４サイクルエンジンを含むエンジン発電機を左前方からみた斜視図である。
【図２】この発明の一実施形態の４サイクルエンジンを含むエンジン発電機を右後方からみた斜視図である。
【図３】４サイクルエンジンを示す縦断面図解図である。
【図４】図３のＢ−Ｂ線断面でシリンダヘッドカバー、シリンダヘッド、シリンダボディおよびクランクケースを切断した際の内部の図解図である。
【図５】吸気弁の開閉弁タイミング等を示す図解図である。
【図６】燃焼室への混合気の出入りを示す図解図である。
【図７】吸気弁および排気弁におけるクランク角とバルブリフト量との関係を示すグラフである。
【図８】（ａ）は表1に示す吸気弁に関する期間および開閉弁タイミングを示す図解図であり、（ｂ）は表1に示す排気弁に関する期間および開閉弁タイミングを示す図解図である。
【図９】エンジン回転数と吸入空気量との関係を示すグラフである。
【図１０】エンジン回転数とエンジントルクとの関係を示すグラフである。
【図１１】エンジン回転数と燃料消費率との関係を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００２０】
以下、図面を参照してこの発明の実施の形態について説明する。
【００２１】
図１および図２に、この発明の一実施形態の４サイクルエンジン（以下、「エンジン」という）２４（後述）を含むエンジン発電機１０を示す。この明細書では説明の便宜上、エンジン発電機１０において、図１および図２に示すように、「前後方向」および「左右方向」が定義される。したがって、エンジン２４が設けられている側が「前方」、発電機２６（後述）が設けられている側が「後方」、操作パネル４８（後述）が設けられている側が「左方」となる。
【００２２】
エンジン発電機１０は、可搬型の発電機であり、発電機フレーム１２を含む。発電機フレーム１２は、前フレーム１４と、後フレーム１６と、上フレーム１８と、一対の下フレーム２０，２２とを含む。前フレーム１４はパイプ状かつ前面視略逆Ｕ字状に形成され、後フレーム１６はパイプ状かつ後面視略逆Ｕ字状に形成され、前フレーム１４と後フレーム１６とは、それぞれの両端部で相互に接続される。上フレーム１８は、パイプ状に形成されて前後方向に延び、前フレーム１４および後フレーム１６のそれぞれの左上端部を連結する。上フレーム１８は把持部として機能する。下フレーム２０は、板状に形成されて左右方向に延び、前フレーム１４の左右両側の下部を連結する。下フレーム２２は、板状に形成されて左右方向に延び、後フレーム１６の左右両側の下部を連結する。
【００２３】
下フレーム２０上にエンジン２４が設けられ、下フレーム２２上に発電機２６が設けられる。エンジン２４と発電機２６とは前後方向に並べられ、エンジン２４が前側、発電機２６が後側にそれぞれ配置され、エンジン２４のクランクシャフト６６（後述）が発電機２６の回転軸（図示せず）に接続される。
【００２４】
エンジン２４は、その前側に外気を取り入れるための空気取り入れ部２８を含み、空気取り入れ部２８には冷却ファン（図示せず）が内蔵される。空気取り入れ部２８の右方にはエアクリーナ３０が設けられる。冷却ファンの駆動によって空気取り入れ部２８から取り込まれた外気は、エンジン２４を冷却する。また、空気取り入れ部２８近傍には、手動始動装置としてのリコイルスタータ３２が設けられる。
【００２５】
エンジン２４の後方でありかつ発電機２６の右方には、マフラ３４が設けられる。エンジン２４からの排気ガスはマフラ３４を介して外部へ排出される。エンジン２４の下方にはキャニスタ３６が設けられる。燃料タンク３８とエアクリーナ３０とはキャニスタ３６を介して連結され、燃料タンク３８からのガソリン蒸気はキャニスタ３６に吸着される。
【００２６】
エンジン２４および発電機２６を上方から覆うように、燃料タンク３８が設けられる。燃料タンク３８には、エンジン２４へ供給される燃料としてガソリンが収容される。燃料タンク３８の右側部は、前フレーム１４および後フレーム１６のそれぞれの右上端部を連結する支持フレーム４０に取り付けられ、燃料タンク３８の左前部および左後部はそれぞれ、ブラケット４２および４４を介して前フレーム１４および後フレーム１６に連結される。
【００２７】
燃料タンク３８の左方には操作ボックス４６が設けられる。操作ボックス４６は、操作パネル４８と、操作パネル４８の右方に設けられかつ制御部（図示せず）等が収容されるケース５０とを含む。ケース５０の下方にはバッテリ５２が設けられる。
【００２８】
このようなエンジン発電機１０では、リコイルスタータ３２を引くことによってクランクシャフト６６が回転されエンジン２４が始動される。エンジン２４が始動されると発電機２６の発電動作が開始される。発電機２６からの電力は、操作パネル４８から取り出すことができるとともにバッテリ５２に蓄電できる。
【００２９】
図３を参照して、エンジン２４について説明する。
エンジン２４は、たとえば空冷式単気筒４サイクルエンジンであり、シリンダ中心軸線が斜め方向に傾斜した傾斜型のＯＨＶエンジン（Over Head Valve Engine）である。また、エンジン２４は、吸気弁９４（後述）の閉弁タイミングが下死点後となる所謂アトキンソンサイクルを用いるエンジンである。エンジン２４の幾何学的圧縮比は８．５以上である。エンジン２４は、シリンダ５４を含む。シリンダ５４は、シリンダボディ５６と、シリンダボディ５６の上端部に取り付けられるシリンダヘッド５８とを含む。シリンダヘッド５８の上端部にはシリンダヘッドカバー６０が取り付けられる。シリンダボディ５６の下部には、クランクケース６２が設けられる。
【００３０】
シリンダボディ５６の内周面にはシリンダライナ５６ａが設けられ、シリンダボディ５６内にはシリンダライナ５６ａに対して摺動可能なピストン６４が設けられる。クランクケース６２内には、クランクシャフト６６と、クランクシャフト６６に連動するカムシャフト６８とが収納される。クランクシャフト６６とカムシャフト６８とは略平行に配置される。カムシャフト６８は、クランクシャフト６６のクランクウェブ７０と干渉（接触）しないように配置される。ピストン６４とクランクシャフト６６とはコンロッド７２によって連結され、ピストン６４の往復運動がクランクシャフト６６によって回転運動に変換される。クランクシャフト６６には駆動ギア７４が設けられ、カムシャフト６８には、駆動ギア７４の回転に伴って回転する被駆動ギア７６が設けられる。また、クランクケース６２内にはバランサ７８が収納され、バランサ７８は、クランクシャフト６６に設けられるギア８０と噛み合い、振動を低減する。図３に示すように、向かって左側にクランクシャフト６６が位置しかつ右側にカムシャフト６８が位置するように、エンジン２４を見たとき、クランクシャフト６６の回転は矢印Ａで示すように反時計回りである。
【００３１】
図４をも参照して、シリンダボディ５６からシリンダヘッド５８にかけて、クランクケース６２内とシリンダヘッドカバー６０内のロッカアーム室８２とを連通する連通路８４が形成される。プッシュロッド８６およびプッシュロッド８６の一端部に設けられるタペット８８が連通路８４に挿入される。タペット８８の先端部が、クランクケース６２内で、カムシャフト６８の吸気カム９０に当接される。プッシュロッド８６の他端部は、ロッカアーム室８２内に設けられるロッカアーム９２に当接され、バルブスプリング９３によって常時上方に付勢されている吸気弁９４が、ロッカアーム９２によって駆動される。吸気弁９４によって吸気ポート９６が開閉される。吸気ポート９６には図示しない吸気管が接続される。また、プッシュロッド９８およびプッシュロッド９８の一端部に設けられるタペット１００が連通路８４に挿入される。タペット１００の先端部が、クランクケース６２内で、カムシャフト６８の排気カム１０２に当接される。プッシュロッド９８の他端部は、ロッカアーム室８２内に設けられるロッカアーム１０４に当接され、バルブスプリング１０５によって常時上方に付勢されている排気弁１０６が、ロッカアーム１０４によって駆動される。排気弁１０６によって排気ポート１０８が開閉される。排気ポート１０８には図示しない排気管が接続される。このようにエンジン２４は、吸気弁９４、吸気ポート９６、排気弁１０６および排気ポート１０８をそれぞれ１つずつ備える。
【００３２】
ここで、吸気弁９４および排気弁１０６の開閉弁タイミングおよびバルブリフト量は、吸気カム９０および排気カム１０２のプロフィール（断面形状）によって設定される。
【００３３】
吸気弁９４の開閉弁タイミングは図５に示すように設定され、吸気弁９４は、上死点より少し手前で開き、下死点後に閉じる。吸気弁９４がバルブリフト量１ｍｍの位置まで閉じる時点をもって定義した吸気弁９４の閉弁タイミングは、下死点後から上死点までの範囲内で設定される。すなわち、当該閉弁タイミング（リフト量が１ｍｍ）は、下死点からのクランク角をθとすると、０度＜θ＜１８０度の範囲内で設定される。当該閉弁タイミングは、好ましくは４３度≦θ≦７４度に設定される。
【００３４】
図５に示す吸気弁９４の開期間のうち、上死点から下死点までの期間βでは図６（ａ）に示すように吸気ポート９６から燃焼室１１０内に燃料と空気との混合気が導入され、吸気弁９４が開いてから上死点までの期間αおよび下死点から吸気弁９４が閉じる（リフト量が０ｍｍになる）までの期間γでは図６（ｂ）に示すように燃焼室１１０内から吸気弁９４の上流に混合気が戻される。
【００３５】
また、コンロッド７２の大端部７２ａにはオイルディッパ１１２が取り付けられ、クランクケース６２内にはオイル(図示せず)が収容される。オイルディッパ１１２によって跳ね上げられたオイルは、直接に、またはクランクシャフト６６やカムシャフト６８等に当たって飛散されて、シリンダボディ５６、シリンダヘッド５８およびシリンダヘッドカバー６０等に付与される。これによって、クランクシャフト６６、カムシャフト６８、シリンダボディ５６、およびロッカアーム９２，１０４等が潤滑される。
【００３６】
このようなエンジン２４では、下死点以降も吸気弁９４が開いているので、一旦シリンダ５４の燃焼室１１０内に吸入された混合気が吸気弁９４の上流（吸気管側）に戻されるため、幾何学的圧縮比が８．５以上と高くても実際の圧縮比は幾何学的圧縮比よりも低くなる。よって、幾何学的圧縮比ほど実際の圧縮圧力は高くならない。つまり、高い膨張比が得られるが、圧縮圧力は高くならない。したがって、エンジン２４の熱効率を向上させつつ、リコイルスタータ３２による始動時のクランキングトルクの増加を抑えることができる。また、混合気は排気管側ではなく吸気管側に逃がされるので、アフターファイアを抑制できる。
【００３７】
単気筒エンジンは複気筒エンジンに比べて、同一排気量であればピストンとシリンダとの摺動面積が少ないので、摩擦損失が少ない。また、単気筒エンジンは、シリンダおよび燃焼室の総表面積が少なく熱損失が少ないため熱効率が高く、かつ手動始動装置を有する割合が高い。エンジン２４によれば、幾何学的圧縮比が高くても始動時のクランキングトルクの増加を抑えることができるので、エンジン２４は、単気筒エンジンに好適に用いられる。
【００３８】
エンジン２４のように、吸気弁９４の閉弁タイミングが、下死点からのクランク角で４３度以上７４度以下の範囲内であれば、実際の圧縮比を適度に減ずることができるので、エンジン２４の熱効率を向上させつつ、始動時のクランキングトルクの増加を抑えることができる。
【００３９】
本願発明者は、吸気弁９４の閉弁タイミングが下死点後となる所謂アトキンソンサイクルを用いかつ１つの吸気弁９４を有するエンジン２４において、図５に示す期間γでの吸気弁９４の上流へ混合気が戻る量がエンジン回転数によって異なる点に着目した。すなわち、エンジン回転数が大きくなるほど、混合気の流速が大きくなるので吸気弁９４の上流へ戻ろうとする混合気に対する抵抗が大きくなるとともに、ピストン６４が下死点にある時点から吸気弁９４が閉じる時点までの時間が短くなるので、混合気が吸気弁９４の上流に戻り難くなる。これは、高回転域より低中回転域の実際の圧縮比を小さくできるとともに、高回転域の実際の圧縮比はさほど低下しないことを意味する。したがって、１つの吸気弁９４を有するエンジン２４をエンジン発電機１０に用いた場合、低中回転域においてノッキングを抑制できるとともに、３０００〜３６００ｒｐｍの高回転域（常用回転域）において良好な熱効率および出力が得られるので、エンジン２４は、エンジン発電機１０に好適に用いられる。
【００４０】
さらに、図７〜図１１を参照して、この発明の一実施形態のエンジン２４と比較例としてのエンジン（以下、「比較例」という）とに関する実験例について説明する。
【００４１】
エンジン２４および比較例の各条件を表１および図７に示す。図８（ａ）に、表1に示す吸気弁に関する期間および開閉弁タイミングを示し、図８（ｂ）に、表1に示す排気弁に関する期間および開閉弁タイミングを示す。
【００４２】
【表１】
2015055243.tif 000003
【００４３】
表１および図７からわかるように、この実験例では、エンジン２４と比較例とについて、吸気弁の開弁タイミングは同じであるが、吸気弁の閉弁タイミングはエンジン２４の方が遅い。したがって、吸気カム開度はエンジン２４の方が大きくなる。また、エンジン２４の方が吸気弁のバルブリフト量が大きい。表１では、吸気弁および排気弁の開閉弁タイミングは、上死点からのクランク角で示されている。エンジン２４の吸気弁９４の閉弁タイミング（リフト量が１ｍｍ）について言えば、上死点からのクランク角で２５２度であるので、下死点からのクランク角で７２度となる。また、排気弁の開閉弁タイミングを含め、エンジン２４および比較例のその他の条件は同じである。
【００４４】
燃料と空気との混合気の代わりに空気のみを用いて、吸気弁９４が閉じたとき（リフト量が０ｍｍ）のシリンダ５４内に吸入される空気量を調べた結果を図９に示す。図９を参照して、エンジン回転数が大きくなるほど空気が吸気弁９４の上流に戻り難くなるため吸入空気量は多くなる。また、吸入空気量を比較すると、エンジン回転数の低中回転域では比較例より吸気弁９４が遅く閉じるエンジン２４の方が少ないが、略３２００ｒｐｍで逆転し、高回転域では比較例より幾何学的圧縮比が高いエンジン２４の方が多くなる。吸入混合気量は吸入空気量と同様の傾向を示すので、吸入混合気量についても、エンジン回転数の低中回転域では比較例よりエンジン２４の方が少ないが、略３２００ｒｐｍで逆転し、高回転域では比較例よりエンジン２４の方が多くなる。
【００４５】
図１０を参照して、エンジントルクを比較すると、図９と同様にエンジン回転数の低中回転域では比較例よりエンジン２４の方が小さいが、略３０００ｒｐｍで逆転し、高回転域では比較例よりエンジン２４の方が高くなる。
【００４６】
図１１を参照して、燃料消費率を比較すると、エンジン回転数の低中回転域から高回転域までの全域に亘って比較例よりエンジン２４の方が小さくなり、高回転域になるほど両者の差が大きくなる。このように比較例よりエンジン２４の方が燃費がよい。
【００４７】
以上の実験結果からわかるように、エンジン２４によれば、エンジン回転数が大きくなるほど、混合気が吸気弁９４の上流に戻り難くなり、高回転域より低中回転域の実際の圧縮比を小さくできるとともに、高回転域の実際の圧縮比はさほど低下しない。したがって、低中回転域においてノッキングを抑制できるとともに、高回転域において良好な熱効率（燃費）および出力（トルク）が得られる。
【００４８】
なお、上述の実施形態では、燃料としてガソリンを用いる場合について説明したが、燃料はガス等の気化燃料であってもよい。ガス等の気化燃料は、ガソリン等の液化燃料と比較して、低位発熱量が小さく、同一排気量での出力が低くなりがちである。出力を向上させるために圧縮比を高くすることが求められるが、液化燃料エンジンの場合と同様にノッキングに似た異常燃焼が発生しやすい。エンジン２４によれば、異常燃焼を抑制しながら高出力を維持できるので、エンジン２４は、気化燃料エンジンに好適に用いられる。
【００４９】
また、手動始動装置は、リコイルスタータに限定されず、キックスタータであってもよい。
【符号の説明】
【００５０】
１０      エンジン発電機
２４      ４サイクルエンジン
２６      発電機
３２      リコイルスタータ
５４      シリンダ
６４      ピストン
６６      クランクシャフト
７２      コンロッド
９０      吸気カム
９４      吸気弁
９６      吸気ポート
θ      下死点からのクランク角
【図１】
2015055243.tif 000004
【図２】
2015055243.tif 000005
【図３】
2015055243.tif 000006
【図４】
2015055243.tif 000007
【図５】
2015055243.tif 000008
【図６】
2015055243.tif 000009
【図７】
2015055243.tif 000010
【図８】
2015055243.tif 000011
【図９】
2015055243.tif 000012
【図１０】
2015055243.tif 000013
【図１１】
2015055243.tif 000014