(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
少なくとも一つの、シリンダ中で回転、振動または往復動するピストンを具え、
各ピストンがシリンダと共に燃焼チャンバーを規定し、
各燃焼チャンバーが少なくとも一つの吸気バルブおよび排気バルブを有し、
前記吸気バルブおよび排気バルブを周期的に解放する手段を具える内燃機関であって、
前記バルブが前記各燃焼チャンバーからのガス圧力源によって加圧されるガススプリングによって閉鎖され、かつ、このガス圧力源のガス圧力がモニターされ、それによってバルブを閉鎖する力が該機関の回転数に比例することを特徴とする内燃機関。
【請求項２】
請求項１記載の内燃機関において、
クランクケースによって結合し、シリンダ内を往復動する多数のピストンを具える内燃機関。
【請求項３】
請求項１または２記載の内燃機関において、
始動時に、前記ガススプリングがクランクケースまたは、スタータモータに取り付けた、あるいはスタータモータと連動して動作する供給ポンプからの圧力源によって加圧される内燃機関。
【請求項４】
請求項１〜３のいずれか１項記載の内燃機関において、
吸気バルブおよび排気バルブを周期的に解放する手段がカムシャフトを具える内燃機関。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１項記載の内燃機関において、
前記ガススプリングが前記各バルブと係合するように適合させたバルブ戻りピストンを具え、
このバルブ戻りピストンをバルブ加圧チャンバー内で軸線方向に変位可能とし、
前記バルブ戻りピストンの一方の側を、前記バルブを強制的に閉鎖するために前記燃焼チャンバーからのガスによって加圧する内燃機関。
【請求項６】
請求項４または５記載の内燃機関において、
前記バルブ戻りピストンの反対側を、前記バルブを解放するように前記クランクシャフトによって駆動する内燃機関。
【請求項７】
請求項５または６記載の内燃機関において、
前記各シリンダが、前記吸気バルブおよび排気バルブそれぞれを駆動するバルブ戻りピストンを収容するバルブ圧力チャンバーを有する内燃機関。
【請求項８】
請求項７記載の内燃機関において、
前記バルブ圧力チャンバーが、前記バルブによって制御するようにこれらバルブと連通するリザーバと流体によって連通する内燃機関。
【請求項９】
請求項１記載の内燃機関において、
一対のピストンがクランクケースによって結合してシリンダ内で往復動し、
各ピストンは前記クランクケース内に収容したクランクシャフトによって駆動し、
前記クランクケースは空気と燃料の混合気を導入するための吸気ポートと、圧縮した混合気を輸送するための排気ポートとを含み、
吸気バルブおよび排気バルブを燃焼チャンバーと連通した吸気バルブチャンバーおよび排気バルブチャンバー内に配置し、
吸気バルブチャンバーが前記排気ポートを経てクランクケースと連通し、それによって該機関を４ストロークサイクルで動作するように適合させ、その一方で前記ピストンが前記クランクケース内で空気と燃料の混合気を加圧し、この加圧した混合気を前記排気ポートおよび吸気バルブチャンバーを通して前記燃焼チャンバーへ輸送する内燃機関。
【請求項１０】
請求項８記載の内燃機関において、
前記クランクシャフトが、該クランクシャフトの回転と共に前記吸気ポートおよび排気ポートを開放および閉鎖するロータリバルブを含む内燃機関。
【請求項１１】
請求項９または１０記載の内燃機関において、
前記カムシャフトをカムシャフトチャンバー内で回転するように位置決めし、前記各シリンダの吸気バルブチャンバーと前記クランクケースが前記排気ポートを経て流体によって連通する内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
緒言
本発明は内燃機関、特に4ストロークサイクルで動作する内燃機関のバルブ制御に関するものである。
【０００２】
従来技術についての議論
内燃機関の大半は自動車、トラックおよびオートバイに使用され、4ストロークサイクルで動作するものである。4ストロークサイクル型内燃機関は20世紀の大部分で使用されてきた。何年にも亘り、エンジンの設計者達はこうしたエンジンの効率改善に努力してきた。現代において、効率の改善はエンジンの環境面での効果、すなわち排気を通して流出する有害なガスを含む汚染物質の生成を考慮する必要性が求められてきた。触媒コンバータのような排気ガスを浄化するために動力を吸収する機器を導入する必要があることによって、エンジンの全体的な効率を減少させるという妥協点に至っている。環境問題はまた燃料の制御をも要求し、その結果、高圧縮比の内燃機関におけるアンチノック剤としての鉛の添加を、鉛を含まないガソリンの導入により段階的に廃止することとなり、このことはエンジン設計にさらなる妥協をもたらす結果となっている。
【０００３】
4ストロークエンジンは、通常、シリンダ毎に少なくとも一つの吸気バルブおよび排気バルブを含む。いくつかの小型で洗練されたエンジンにおいては、シリンダ毎に多数の排気バルブおよび吸気バルブを設けている場合がある。これらバルブは通常、カムシャフトの突起(lobes)によって解放位置へと駆動される。この駆動は、直接あるいは間接のいずれでも可能である。これらバルブは通常、金属製のコイルスプリングによって閉鎖位置へと戻され、このコイルスプリングは、一旦開いたバルブを単純に閉鎖位置へと戻そうとするものである。コイルスプリングのばね力の大きさは、通常エンジンが1分あたりの回転数(RPM)最大で動作する時にばねに加わる最大の負荷が加わる場合に適合するように設計する。それゆえ、バルブスプリングは、最大RPMにおいて効果的に動作するように十分な大きさ、重量およびばね比(spring ratio)を有していなければならない。このことは、低RPMにおいてバルブスプリングが強すぎることとなり、そのため不所望の作用がスプリングに対して働き、これが通常の動作範囲におけるエンジン効率を劇的に減少させる原因ともなる。バルブスプリングはまた始動工程中は圧縮されなければならず、それゆえ始動のためにエンジンを回転させるのに要求される力が増加してしまい、大型の鉛蓄電池および充電システムが必要となる。
【０００４】
こうした考察および上で議論した多くの問題点が本発明を導いた。
【０００５】
発明の概要
本発明によれば、少なくとも一つの、シリンダ中で回転、振動または往復動するピストンを具え、各ピストンがシリンダと共に燃焼チャンバーを規定し、各燃焼チャンバーが少なくとも一つの吸気バルブおよび排気バルブを有し、前記吸気バルブおよび排気バルブを周期的に解放する手段を具える内燃機関が提供され、この内燃機関は前記バルブが前記各燃焼チャンバーからのガス圧力源によって加圧されるガススプリングによって閉鎖され、かつ、このガス圧力源のガス圧力がモニターされ、それによってバルブを閉鎖する力が該機関の回転数に比例することを特徴とするものである。
【０００６】
本発明の実施形態を、ここで例示によってのみ、かつ、添付図面を参照して説明する。
【０００７】
好適な実施形態の説明
図1〜7に示すエンジンは、本願と同日付の特許出願の主要部である。このエンジンは、後に詳細を述べる、ガス制御されるバルブスプリングを利用している。図8はガス制御されるバルブスプリングを使用した、より従来型のエンジンを示すものである。
【０００８】
図面は、動作方法を示すためにエンジンを模式的に図示するものである。実際のエンジンは構造的な詳細部がかなり異なっているものでも可能であることを理解されたい。また、当業者が、模式的に図示したエンジンに実際の効果を与えるために必要とするであろう追加の詳細部を適用し、かつ理解するであろうと言うことを認識されたい。
【０００９】
好適な実施形態の図面（図1〜図7）は、フラットツイン型の水平対向形式を取るエンジンを図示するものである。エンジン10はシリンダ11，12を具え、これらシリンダは中央クランクケース13から半径方向外側へ延在する。クランクケース13はクランクシャフト25を収容し、このクランクシャフトシリンダ11，12内の往復ピストン20，21を支持する。各ピストン20，21はコンロッド23および大型の端部軸受24を介してクランクシャフト25と結合する。これらピストン／シリンダは、図2に示すように水平方向に離間している。各シリンダ11，12の端面はシリンダヘッド30によって閉鎖されており、またシリンダヘッド30は点火プラグ31を支持している。シリンダヘッド30内部とピストンクラウン22との間の空間は燃焼チャンバー35を規定する。吸入および排気バルブポート36，37は、側面バルブ配置を構成するためにシリンダ11または12の壁に沿って燃焼チャンバー35と連通する。各バルブポートはバルブ50を支持し、バルブ50はヘッド51およびステム53を有する。バルブヘッド51はポート口で規定されるバルブシート52をシールする。これらバルブは、チェーン、ギヤもしくは歯付きベルトでクランクシャフト25から駆動されるクランクシャフト40の突起部(lobe)41と直接接触するカムフォロワ42によって動作する。
【００１０】
対向するシリンダハウジングは、一端がシールされている中央クランクケース13を規定する。クランクシャフト25は、クランクケース内の主軸受（図示せず）の周りを軸回転するように取り付けられている。クランクシャフト25は環状のシール突起部60を含み、この突起部は正確に設けた切欠部61，62を有し、これら切欠部は、クランクケース13頂部のクランクケース流入ポート69を経由する流入空気／燃料通路63および、クランクケース13基部のクランクケース流出ポート70を経由する流出通路65を解放および閉鎖する。空気と燃料の混合気は、流入通路63に適切に配置した燃料噴射機66，67から供給され、また、この混合気は従来型のスロットルバルブ68で制御する。流出通路65はカムシャフトチャンバー39を通して混合気を流入ポート36へ送る。上述したエンジンにおいて、流入バルブおよび流出バルブはカムフォロワによってカムシャフトとの直接的な接触を通して制御されるが、燃焼ストローク中には燃焼チャンバー35からの、また開始サイクル中にはクランクケースからのガス圧力で制御されるガス動作によって閉鎖する。
【００１１】
このエンジンは4ストロークサイクルで動作するが、各シリンダを過給するためにクランクケース圧を利用する。空気と燃料の混合気は、カムシャフトチャンバー39から流入ポート36を経て各シリンダの燃焼チャンバーへと輸送するためにクランクケース内で加圧される。側部に配置した吸気および排気バルブ50は空気／燃料混合気の吸気と燃焼後のガスの排気を制御する。これらのバルブは、閉鎖位置へ戻るために、従来のばねの使用に代えてエンジン回転数に比例した圧力を有するガスによる駆動を利用する。
【００１２】
排気および吸気バルブの解放は、カムフォロワに対して作用するカムシャフトの突起部を通して注意深く制御する。バルブの閉鎖は、ガス圧力によって加圧されるガススプリングによって行われ、このガス圧力は、開始シーケンスでのクランクケースと同様、燃焼ストローク中の燃焼チャンバーより生じるものである。
【００１３】
各シリンダのためのガスバルブスプリングはバルブ圧力チャンバー80を具え、このチャンバー80は吸入および排気バルブ50のバルブステム53の端部にそれぞれ取り付けたバルブ戻りピストン81，82をスライド自在に支持する。図2に示すようにバルブステム53は間隔を有する平行な列をなしてハウジング80に入り、戻りピストン81，82はカムフォロワ42の一部分を形成し、そのためカムシャフト40の突起部41によりバルブが駆動して解放される。各バルブステム53はバルブヘッド51と結合するようにバルブ圧力チャンバー80の外へと延在し、チャンバー80は上述した側部に取り付けた吸入および排気ポート36，37を通して燃焼チャンバー35と連通する。一つの実施形態において、バルブ圧力チャンバー80は、第一の通路(gallery)88を経てクランクケース13から来る圧力源によって始動時に加圧される。始動時には一方向制御バルブ90をコイルスプリング92またはリードバルブ（図示せず）によって制御する。一旦エンジンが始動すると、このバルブは閉鎖状態を保つ。
【００１４】
バルブ圧力チャンバー80のための第一のガス圧力源は、燃焼チャンバー35からバルブ圧力制御組立体114を通してバルブ圧力チャンバー80へと連通する第二の通路89から来るものである。二方向制御ボールバルブ91が、一方の側の燃焼圧力のための、反対側のバルブ圧力のための二つのシール用シートの間で浮上している。バルブ圧力チャンバー80への流入が許容されるガスの体積はジェット111によって制御する。リザーバ113がバルブ圧力量を増加させる。この過剰な体積が圧力の入力パルスを減衰させ、点火しなかった点火ストロークを許容する。リザーバ113はバルブ圧力チャンバー80からのガスを受容する。リザーバ113への流入はリードバルブ115によって一方向に制御される。バルブ圧力チャンバー80は、二方向バルブ91を経たリザーバ113からの戻りガスによって釣り合いを保っている。リザーバ113はまた圧力解放バルブ101を有することができ、このバルブ101はエンジンのタイミングおよび燃料噴射を調整する電子制御ユニット(ECU)によって制御する。この状況においては、リザーバ113は圧力センサ105とも接続しており、圧力センサ105はガス圧力に比例した信号をECUへ送信する。そのため、バルブ圧力チャンバー80およびリザーバ113内の圧力はECUによって制御することができる。
【００１５】
ガスバルブ圧力制御組立体114はまた第三の潤滑油路110を含み、この潤滑油路110は、バルブステムへ燃焼していない空気と燃料の混合気を導入することによってバルブの冷却源および潤滑源を提供するために、バルブの吸気バルブポートおよびバルブステムの双方と連通する。戻りピストン81，82の断面積は、圧力ハウジング内部でガス圧力によって生じる力がこれら戻りピストンをカムシャフト40へ向かってスライドするように付勢させ、それによってバルブを閉鎖させるのに十分に大きなものとなっている。これにより、バルブは金属製のコイルスプリングではなくガス圧力によって閉鎖する。戻りピストン81，82には鋳鉄またはテフロン（登録商標）製のシール材が必要である。ECUは圧力および閉鎖力が、機械的な制御システムが可能とするのと同様に、エンジン回転数に比例することを保証することができる。バルブ圧力チャンバーが比較的熱い排気ガスによって加圧されるものであっても、伝達される体積と第二通路の寸法は組立体が過熱しないようなものとする。さらに、一つの実施形態においては、バルブ圧力チャンバーは液体式冷却ジャケット（図示せず）によって囲まれる。
【００１６】
このエンジンは適切なアルミニウムで製造することができることが理解されるべきであり、また好適な実施形態では二つのシリンダの配置が示されていても、これらシリンダは対向するシリンダ対の組で配置することができ、それによって2，4，6，8，10または12シリンダ形式が所望の動力出力に応じて考えられることが理解されるべきである。さらに、このエンジンには従来型の冷却用ラジエータおよびファンを有する伝統的な液体式冷却通路を組み込むことが可能であることにも理解されたい。
【００１７】
吸入および吸気バルブの閉鎖を制御するためのガススプリングの使用は重要な利点をもたらす。なぜならば、ガススプリングの圧力はエンジン回転数に比例するからである。それゆえ、常に圧力はエンジンの要求と一致する。このことは、バルブの閉鎖に用いる従来型のコイルスプリングとは対照的である。これらのスプリングは高いエンジン回転数において必要な力をもたらすように設計され、それゆえ、低エンジン速度においてはスプリングが過剰に強いものとなり、そのためかなりの量の出力を吸収してしまう。スプリングにはまた、その質量に起因する他の問題もあり、それによってバルブの反発と、他種の周期的な振動を生じさせ、これらはエンジン性能の損失をもたらす。ガススプリングの優位性は、システムの圧力が実際には燃焼サイクル中に発生する燃焼圧力によって供給されることにある。さらに、ガススプリング組立体はエンジン回転数の増加にしたがって圧力チャンバーに必要となる圧力の抜きのためにより遅く排気バルブを開き、加速中での燃焼ストロークにおいて、下死点へ向かって燃焼圧力を解放する。これはピストンクラウンがより長い押し込みが可能となることをもたらす。スロットルバルブを閉じてエンジンを減速させるとき、エンジンの燃焼圧力は本質的に減少する。圧力はバルブスプリングの増加に利用できなくなるが、圧力は必要なくなり、また、バルブ圧力チャンバーからの圧力の抜きは、燃料噴射および点火システムと組み合わせたECUによって制御される電子制御バルブを通して、またはチャンバー自身の内部での自然な抽気によって減少させることができる。
【００１８】
しかしながら、エンジンのバルブ閉鎖のためのガススプリングの使用には一つもの問題点が存在する。始動時にはバルブを閉鎖するためのガスが存在せず、これはシリンダを加圧することができないことを意味する。それゆえ、開始サイクルは図1〜図3のシート中に「開始サイクル」と記載して示す。
【００１９】
バルブはクランクシャフトの回転とエンジンの反転に力をほとんど必要としないばね無しの手段であり、それゆえスタータモータの要求出力を減少させると言う事実がある。
【００２０】
エンジンの起動のためのスタータモータにより動作する数回の初期回転の後、導入された空気と燃料の混合気はクランクケース内で加圧され、ばね無しの印テークバルブを通してクランクシャフトのインテークキャビティおよび燃焼チャンバーへ輸送される。クランクケース圧力もまた、通路を経て、バルブ圧力制御組立体114内の一方向バルブ90を通してバルブ圧力チャンバーへ輸送される。この点において、排気ポート以外のエンジンキャビティ全体の圧力は平衡化する。ここで吸入および排気バルブは効率的なバルブタイミングを有する。バルブ圧力チャンバー80内の圧力は排気バルブの圧力に戻ろうとする。なぜならば、バルブヘッド下には外気圧のみが存在するからであり、また吸気バルブも戻ろうとする。なぜならば、ポートに面する吸気バルブヘッドの面積は戻りピストンの表面積よりも小さいからである。
【００２１】
バルブ制御が得られた後、燃焼可能な混合気は圧縮されて点火が発生すると、ピストンはシリンダ内を駆動され、燃焼圧力が、先ず最初に二方向バルブ91（リード型またはボール型）を通して通路からバルブチャンバーへと供給される。このことはバルブ圧力チャンバー内の圧力を、通常動作のためのバルブ制御に利用可能な水準まで上昇させ、一方向バルブ90をクランクケースへ圧力が逃げるのを止めるように閉鎖する。この段階では、エンジンは通常の動作サイクルであるとみなす。
【００２２】
始動のためのバルブ閉鎖のもう一つのオプションは、小型の空気供給ポンプ(a small air priming pump)をスタータモータと結合することであり、それによって、バルブを閉じてエンジン始動ができるようにバルブチャンバーへ空気圧を供給する。
【００２３】
図8は典型的な一列型の4気筒または6気筒のエンジン200を示し、このエンジン200は各シリンダの吸気バルブ241および排気バルブ242を駆動する一対のオーバーヘッドカムシャフト240を有する。各シリンダ280はピストン221を含み、ピストン221はクランクシャフト222によりコンロッド223を介して駆動される。バルブヘッド251，252はシリンダヘッド255中のバルブシート253，254上に着座するように従来通りに設計される。バルブ241，242はバルブステム265，266を有し、これらはバルブガイド267，268内を軸線方向にスライドする。各ステムのバルブヘッドとは反対側の端部にはバルブピストン242を取り付け、これらピストンはバルブ圧力チャンバー236内に見られるシリンダボア243内部にスライド式に嵌合するように配置されている。バルブピストン242はヘッド217を有し、このヘッド217は、バルブピストン242を下降させてバルブ241，242を開くように駆動するカムシャフト240の突起248と係合する。バルブ圧力チャンバー236は排気ガスによって加圧されるが、この排気ガスはシリンダ壁280内に配置した給気通路275を経て燃焼チャンバー235から流れてくるものである。
【００２４】
図8より理解できるように、バルブ圧力チャンバー236はシリンダ壁内の給気通路275から送られてくる送り管(infeed)281を有している。送り管281はシリンダヘッドの一方の側にあり、一方、その反対側には圧力チャンバー236からの出口供給通路282があり、それによってガスがリザーバ213へ送られる。リザーバ213は一方向バルブ215、圧力センサ201および圧力抜きバルブ205を含む。圧力リザーバ213は出口216を有し、この出口は最終的に送り管281と連通する。これにより、バルブ圧力チャンバー236を連続的に加圧する閉回路が形成される。圧力および、それによるバルブを閉鎖する力は、エンジン回転数に直接依存し、第一の実施形態を参照して述べたのと同様の方法で、動作中および始動時に制御されることとなる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明の一実施形態に係るエンジンの端部を模式的に示す図である。
【図２】  図１のエンジンの下面を模式的に示す図である。
【図３】  ガスバルブ制御機構を模式的に示す図である。
【図４】  エンジンを上部から見た斜視図である。
【図５】  エンジンを底部から見た斜視図である。
【図６】  クランクケースおよびシリンダ壁を取り外したエンジンの斜視図である。
【図７】  クランクシャフトおよびバルブ組立体の斜視図である。
【図８】  第二の実施形態に係るガスバルブ組立体を用いた従来の一列型エンジンを示す断面図である。
【図９】  図１のエンジンの動作を示す図であり、運転開始状態を示す。
【図１０】  図１のエンジンの動作を示す図であり、左側シリンダで燃焼工程が開始し、右側シリンダで吸気行程が開始した状態を示す。
【図１１】  図１のエンジンの動作を示す図であり、左側シリンダで燃焼工程が、右側シリンダで吸気行程が継続している状態を示す。
【図１２】  図１のエンジンの動作を示す図であり、左側シリンダで燃焼工程が、右側シリンダで吸気行程がさらに継続している状態を示す。
【図１３】  図１のエンジンの動作を示す図であり、左側シリンダで排気工程が、右側シリンダで圧縮行程が開始した状態を示す。
【図１４】  図１のエンジンの動作を示す図であり、左側シリンダで排気工程が終了し、右側シリンダで燃焼行程が開始した状態を示す。
【図１５】  図１のエンジンの動作を示す図であり、左側シリンダで吸気工程が開始し、右側シリンダで燃焼行程が継続している状態を示す。
【図１６】  図１のエンジンの動作を示す図であり、左側シリンダで吸気工程が、右側シリンダで燃焼行程がさらに継続している状態を示す。
【図１７】  図１のエンジンの動作を示す図であり、左側シリンダで圧縮工程が、右側シリンダで排気行程が行われている状態を示す。
【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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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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