(57)【要約】【課題】コンパクトでしかも熱効率を高くして燃料効率の高い対向ピストン型２サイクルエンジンを提供する。【解決手段】先部で連結される対向する第１、第２のシリンダー２３、２４及び第１、第２のシリンダー２３、２４内をそれぞれ同期しながら往復動する掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６を備えた対向ピストン型２サイクルエンジン２２において、第１のシリンダー２３の下死点位置には掃気孔２７が、第２のシリンダー２４の下死点位置には排気孔２８が設けられていると共に、第１のシリンダー２３の下死点より中心側位置に掃気弁２９が、第２のシリンダー２４の下死点より中心側位置に排気弁３１が設けられ、空気の圧縮比に対する燃焼ガスの膨張比を大きくした。【選択図】図１
2007327370.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
先部で連結され対向する第１、第２のシリンダー及び該第１、第２のシリンダー内をそれぞれ同期しながら往復動する掃気側ピストン及び排気側ピストンを備えた対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、
前記第１のシリンダーの下死点位置には掃気孔が、前記第２のシリンダーの下死点位置には排気孔が設けられていると共に、
前記第１のシリンダーの下死点より中心側位置に掃気弁が、前記第２のシリンダーの下死点より中心側位置に排気弁が設けられ、空気の圧縮比に対する燃焼ガスの膨張比を大きくしたことを特徴とする対向ピストン型２サイクルエンジン。
【請求項２】
請求項１記載の対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、前記排気弁は前記排気側ピストンが前記排気孔にかかった時点又はその直前で開き、前記掃気弁は前記掃気側ピストンが前記掃気孔にかかった時点又はその直後に開き、前記排気弁及び掃気弁はそれぞれ前記掃気孔及び排気孔が閉じた後に閉じることを特徴とする対向ピストン型２サイクルエンジン。
【請求項３】
請求項１及び２のいずれか１項に記載の対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、前記第１、第２のシリンダーの中心線の曲げ角度が１０〜４５度の範囲であることを特徴とする対向ピストン型２サイクルエンジン。
【請求項４】
請求項３記載の対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンの頂部に、前記第１、第２のシリンダーの中心線を含む平面に直交し、かつ該掃気側ピストン及び該排気側ピストンの頂部が交差する内傾斜面及び外傾斜面がそれぞれ形成され、しかも、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンにそれぞれ形成されている前記内傾斜面は平行となって、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンが上死点にある場合に、それぞれの前記内傾斜面は、当接又は密接する位置にあることを特徴とする対向ピストン型２サイクルエンジン。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１項に記載の対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンの頂部には、それぞれ切欠きが形成されて、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンが上死点にある場合、最小空間の燃焼室を形成することを特徴とする対向ピストン型２サイクルエンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、２のシリンダーを連結し該シリンダーの内部にクランク軸によって同期駆動される対向ピストンを備えた２サイクルエンジンに関する。
【背景技術】
【０００２】
一般の２サイクルエンジンにおいては、高速負荷時に熱効率が高いが、低速負荷時に熱効率が下がる。この原因はピストン頭面とシリンダーヘッドの冷却損失にある。この理由は、冷却損失は、低速負荷時でも冷却伝熱面積は不変であるから、エンジン出力が低下しても、それに比較して熱損失が低下しないからである。
一方、一つのピストンの中にピストンを対向配置させた水平対向型ピストンエンジンは、シリンダーヘッドの面積が小さいので以上の問題点が解決され、例えば、特許文献１には、このようなタイプのピストンエンジンが提案されている。
【０００３】
【特許文献１】特表平９−５０５３７３号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところが、特許文献１記載のピストンエンジンの技術を２サイクルジーゼルエンジンに応用した場合、吸気された空気を圧縮し、次に燃料を吹き込んで爆発させ、排気するという工程は、通常の２サイクルジーゼルエンジンと同様であるので、結局は圧縮比と膨張比が略同一となり、出力効率が下がるという問題がある。
更には、２つのピストンが対向して配置されるシリンダーが直線状であるので、両ピストンが上死点にある場合の隙間を確保して、燃焼噴射弁や場合によっては点火栓を取付ける部分を構成する必要がある。このため、その部分から熱損失を発生し、低速回転時の熱効率が下がるという問題もある。
【０００５】
そこで、本発明者は先に、特願２００４−３４６１４７号で、対向ピストン式２サイクルエンジンを提案した。この発明の概要を図６に示すが、屈曲状態で連結された第１、第２のシリンダー１０、１１に、対向配置して同期駆動される掃気側ピストン１２、排気側ピストン１３をそれぞれ設け、第１のシリンダー１０の掃気側ピストン１２の下死点側に掃気孔１４を、第２のシリンダー１１の排気側ピストン１３の下死点側に排気孔１５を設け、燃料の爆発膨張によって、掃気側ピストン１２及び排気側ピストン１３を押し下げた後は、掃気孔１４から空気を入れ、排気孔１５から燃焼排ガスを脱気していた。なお、掃気側ピストン１２及び排気側ピストン１３にはクランクアーム１６、１７が設けられ、クランク軸１８、１９を回転駆動している。なお、２０は燃料噴射弁（又は点火栓）を示す。
【０００６】
しかしながら、この対向ピストン式２サイクルエンジンにおいては、２サイクルエンジンであるので、掃気孔から導入された空気に排ガスが残ったり、導入する空気に燃料が混じっている場合には、燃料の一部が排ガスと共に漏出したりする問題がある他、構造上、圧縮率と膨張率が一定でエンジンとしての効率が悪いという問題があった。
本発明はかかる事情に鑑みてなされたもので、コンパクトでしかも熱効率を高くして燃料効率の高い対向ピストン型２サイクルエンジンを提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
前記目的に沿う本発明に係る対向ピストン型２サイクルエンジンは、先部で連結され対向する第１、第２のシリンダー及び該第１、第２のシリンダー内をそれぞれ同期しながら往復動する掃気側ピストン及び排気側ピストンを備えた対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、
前記第１のシリンダーの下死点位置には掃気孔が、前記第２のシリンダーの下死点位置には排気孔が設けられていると共に、
前記第１のシリンダーの下死点より中心側位置に掃気弁が、前記第２のシリンダーの下死点より中心側位置に排気弁が設けられ、空気の圧縮比に対する燃焼ガスの膨張比を大きくしている。
【０００８】
本発明に係る対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、前記排気弁は前記排気側ピストンが前記排気孔にかかった時点又はその直前で開き、前記掃気弁は前記掃気側ピストンが前記掃気孔にかかった時点又はその直後に開き、前記排気弁及び掃気弁はそれぞれ前記掃気孔及び排気孔が閉じた後に閉じるようにするのが好ましい。
また、本発明に係る対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、前記第１、第２のシリンダーの中心線の曲げ角度が１０〜４５度の範囲であるのが好ましい。
本発明に係る対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンの頂部に、前記第１、第２のシリンダーの中心線を含む平面に直交し、かつ該掃気側ピストン及び該排気側ピストンの頂部が交差する内傾斜面及び外傾斜面がそれぞれ形成され、しかも、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンにそれぞれ形成されている前記内傾斜面は平行となって、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンが上死点にある場合に、それぞれの前記内傾斜面は、当接又は密接する位置にあるのがよい。
【０００９】
そして、本発明に係る対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンの頂部には、それぞれ切欠きが形成されて、前記掃気側ピストン及び前記排気側ピストンが上死点にある場合、最小空間の燃焼室を形成しているのがよい。また、前記燃焼室に対して斜め方向に向けて燃料噴射弁が設けられているのが更に好ましい。
【発明の効果】
【００１０】
本発明の対向ピストン型２サイクルエンジンにおいては、第１のシリンダーの下死点位置には掃気孔が、第２のシリンダーの下死点位置には排気孔が設けられていると共に、第１のシリンダーの下死点より中心側位置に掃気弁が、第２のシリンダーの下死点より中心側位置に排気弁が設けられ、空気の圧縮比に対する燃焼ガスの膨張比を大きくしていることと、シリンダーヘッドの露出する部分が少なくて熱効率が向上することからより燃焼効率の高いエンジンを提供できる。
【００１１】
そして、本発明の対向ピストン型２サイクルエンジンにおいて、第１、第２のシリンダーの中心線を直線に対して１０〜４５度の範囲で傾け、掃気側ピストン及び排気側ピストンの頂部に、第１、第２のシリンダーの中心線を含む平面に直交し、かつ掃気側ピストン及び排気側ピストンの頂部が交差する内傾斜面及び外傾斜面をそれぞれ形成し、しかも、掃気側ピストン及び排気側ピストンにそれぞれ形成されている内傾斜面は平行となって、掃気側ピストン及び排気側ピストンが上死点にある場合に、それぞれの内傾斜面は、当接又は密接する位置にあるようにした場合は、掃気側ピストンと排気側ピストンの頂部に形成される空間に効率的に燃焼室を形成でき、更に必要に応じて、燃料噴射ポンプや点火栓を取付けるスペースをシリンダーヘッド（即ち、第１、第２のシリンダーの中心連接部分）に確保できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１２】
続いて、添付した図面を参照しつつ、本発明を具体化した実施の形態につき説明し、本発明の理解に供する。
ここで、図１（Ａ）、（Ｂ）は本発明の一実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジンの一部省略断面図、図２（Ａ）、（Ｂ）は本発明の一実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジンの一部省略断面図、図３は掃気側ピストン及び排気側ピストンの斜視図、図４は各動作とクランク角度の関係を示す説明図、図５は燃料噴射弁の取付け状態を示す説明図である。
【００１３】
図１〜図３に示すように、本発明の一実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジン２２は、先部では連結する対向する第１、第２のシリンダー２３、２４と、この第１、第２のシリンダー２３、２４内をそれぞれ同期しながら往復動する掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６を備えている。第１、第２のシリンダー２３、２４は同一内径、同一長さで先端側が、連結部４１を介して１０〜４５度（より好ましくは２５〜４０度）の範囲の直線に対する曲がり角度（即ち曲げ角度）を有して連結されている。第１のシリンダー２３の下死点位置には掃気孔２７が、第２のシリンダー２３の下死点位置には排気孔２８が設けられている。
【００１４】
そして、第１のシリンダー２３の側壁には、第１のシリンダー２３の下死点より中心側位置、即ち、掃気孔２７の中心側隣位置に掃気弁２９の出口３０が形成されている。第２のシリンダー２４には、第２のシリンダー２４の下死点より中心側位置、即ち排気孔２８の中心方向隣位置に排気弁３１の入口３２が形成されている。なお、図１、図２においてはクランクアームが省略されているが、基本的な構成は図６と同じである。
また、掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６の頂部には、第１、第２のシリンダー２３、２４の中心線（軸心線）を含む平面に直交する内傾斜面３４、３５及び外傾斜面３６、３７がそれぞれ形成されている。掃気側ピストン２５に形成されている内傾斜面３４と、排気側ピストン２６に形成されている内傾斜面３５とは平行となって、掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６が上死点にある場合に、それぞれの内傾斜面３４、３５が当接又は隙間１ｍｍの範囲で密接する位置にある。なお、内傾斜面３４、３５及び外傾斜面３６、３７は掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６の頂部で交差している。
【００１５】
一方、外傾斜面３６、３７は、例えば、９０〜１２０度の角度をなしている。また、図３に示すように、掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６の頂部、即ち掃気側ピストン２５の内傾斜面３４及び外傾斜面３６と、排気側ピストン２６の内傾斜面３５及び外傾斜面３７に窪みからなる切欠き３８、３９がそれぞれ形成され、この切欠き３８、３９によって燃焼室（点火室、爆発室）４０の主要部が形成されている。即ち、掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６が上死点位置にある場合、この切欠き３８、３９の空間及びこれに連続する外傾斜面３６、３７並びに第１、第２のシリンダー２３、２４の連結部４１の内壁で形成される空間（最初空間）が空気又は燃料ガスを含む空気の最大圧縮空間Ｖpとなる。
【００１６】
なお、第１、第２のシリンダー２３、２４の連結部４１の外側部分（即ち、折れ曲がり端部）は、肉厚となって内部には窪み４２が形成され、この実施の形態では燃料噴射弁４３が設けられている。なお、ガソリンエンジンの場合は、この燃料噴射弁４３に代えて又は燃料噴射弁４３と共に、点火栓が設けられることになる。燃料噴射弁４３は燃焼室４０内に燃料を吹き込むものであるが、効率よく充填するために燃焼室４０の内側接線方向に燃料噴射ポンプを向けるのが好ましい。
なお、４４ａ、４５ａはピストンリングを、４６ａ、４７ａは水ジャケットを示し、掃気弁２９及び排気弁３１はクランク軸と同期して適正時期に開閉するようになっている。
【００１７】
続いて、図１、図２及び図４を参照しながら、本発明の一実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジン２２をジーゼル機関として使用した場合の動作及び作用について説明する。
図１（Ａ）に示すように、掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６が上死点にある位置又はその直前位置で、燃料噴射弁４３から燃料を燃焼室４０内に吹き込むと、燃料が爆発燃焼を起こし、掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６は下死点方向に移動する。この対向ピストン型２サイクルエンジン２２では、シリンダーブロックの表面積がシリンダーを連結しないタイプのエンジンに比較して小さいので、熱放散が減少しエンジンの効率が向上する。
【００１８】
図１（Ｂ）に示すように、掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６が下死点に近づく場合、掃気弁２９及び排気弁３１は閉じているので、燃焼ガスの圧縮力はそのまま掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６に伝わり、動力として回収できる。
そして、図２（Ａ）に示すように、掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６が下死点方向に更に移動し、クランク軸の角度Ｐ（この実施の形態では１３５度位置）に達すると、第２のシリンダー２４に形成された排気孔２８が開き、燃焼排ガスが排出される。この時、同時に排気弁３１も開き、燃焼排ガスをより短時間で外部に放出する。これによって、第１、第２のシリンダー２３、２４の内部の気圧を下げて、掃気孔２７及び掃気弁２９を開いた場合に燃焼排ガスが掃気側に流れ込まないようにする。
この後、更に掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６が下死点方向に移動し、掃気孔２７が開き（この実施の形態では１４１度位置）、次に、掃気弁２９が開く（１４７度位置）。これによって、第１、第２のシリンダー２３、２４内の燃焼排ガスを追い出すと共に新鮮な空気を導入する。
【００１９】
図２（Ｂ）に示すように、掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６は下死点を通過した後、今度は上死点方向に移動するが、最初に掃気孔２７が閉じ（２１９度位置）、次に排気孔２８が閉じる（２２５度位置）。
掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６が更に上死点側に移動すると、最初に排気弁３１が閉じて（２４１度位置）次に掃気弁２９が閉じる（２４７度位置）。これによって、排気弁３１が閉じた後も、掃気弁２９を開きコンプレッサーによる圧縮空気を第１、第２のシリンダー２３、２４内に送っていることになる。
【００２０】
なお、掃気弁２９及び排気弁３１のバルブはこの実施の形態では回転体からなって、クランク軸と連動し、クランク軸の回転より、クランク角度（即ち、排気リード角、例えば、６度）遅れている。
以上の排気弁３１と掃気弁２９との働きにより、この実施の形態の対向ピストン型２サイクルエンジン２２においては、例えば、圧縮比１７、膨張比２１のアトキンソンサイクルを実現させている。また同時に７０％もの高い充填効率が得られている。なお、充填効率は以下の通り定義される。
充填効率＝（気筒内に残って圧縮されるガス重量）／（行程容積の大気重量）
【００２１】
掃気孔２７及び掃気弁２９が開いてから閉じるまでの期間を掃気角と言い、掃気角が小さいと短期間で掃気しなければならず、圧力損失が大きくなり、充填効率が低下するので、高速回転には不向きになる。この対向ピストン型２サイクルエンジン２２では、掃気角は１００〜１２０度（クランク角度）とすることができ、自動車用２ストロークディーゼルエンジンとしては、十分な掃気時間が得られており、高速回転に適用している。
【００２２】
排気弁３１の開きタイミングを連続可変とする機構を持たせている。この機構によって前述の排気リード角を６〜２１度の範囲で連続可変機能を持たせることが出来る。排気リード角は、高速回転、高負荷ほど大きくとる必要がある。そこで高速回転時に排気弁３１の開き時期を１２０度（クランク角度、図４にＱで示す）と早めることで排気リード角をクランク角度２１度と大きくとれる。この対向ピストン型２サイクルエンジン２２では、新省エネエンジンの熱効率は、４ストローク方式ディーゼルエンジンより２０％以上高いと解される。その理由は以下の通りである。
【００２３】
１）排気行程と吸気行程がなく、その分の機械損失がない。４ストローク方式でのこの行程における機械損失は、ピストン・クランク機構の運動と筒内のガス流動損失によるもので、高速回転域で特に増大する。
２）屈折型対向ピストン方式とすることで、燃焼室の表面積／容積比（Ｓ／Ｖ比）を小さくとれて、中心に大きな容積を持つ凸レンズ型の燃焼室が得られる。この燃焼室形状の特徴を最大限に利用した燃焼室中心燃焼方式とすることで、上死点位置近傍の（ＡＴＤＣ  −５度〜３０度間）の冷却損失を半減出来る。
３）圧縮比１７、膨張比２１のアトキンソンサイクルを実現することが可能であり、４ストローク方式より熱効率が５〜６％程度向上する。
４）充填効率が７０％と２ストロークとしては高いこと、４ストローク方式よりも高速回転に適するので、行程容積あたりの出力比を４ストローク方式の２倍以上出せる。
５）動力を大きく消費する動弁がなく、その分の機械損失をなくせる。タイミング制御弁である掃気弁２９と排気弁３１は一定回転速度で回転させた場合、回転摩擦力のみが働く。１サイクルあたりクランク角度２０〜３０度の区間にガス圧がかかる。この時だけ、掃気弁２９及び排気弁３１の軸受けにガス圧負荷がかかるが、その値は例えば、３００Ｎ以下と小さく、それから発生する回転摩擦抵抗力は軽微である。
【００２４】
次に、図５に示すような燃料噴射弁を備えた、本発明の他の実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジンについて説明する。
本発明に係る対向ピストン型２サイクルエンジンにおいては、燃焼室４０又はその周囲に、４ストローク方式エンジンのような動弁がなく、自由に燃焼室４０の設計が出来るという利点を最大に活用できる。この実施の形態において対向ピストン型２サイクルエンジンの燃焼室４０の形状は、４ストローク方式のトロイダル形状と異なり、中心に大きな容積をもつ凸レンズ状の形状であり、その形状に適合した燃焼方式を採ることができ、従来と同様にスワール（渦流）による攪拌混合を利用する。
【００２５】
ここでは、概念的設計例として、４つの燃料噴射弁４５〜４８を設ける例を図５に示す。最初に中心側の燃料噴射弁４５で、燃焼室４０の中心に向けて広く燃料噴射する。それから遅れて周辺側の燃料噴射弁４６〜４８で燃焼室遠心側周辺部に向けて燃料噴射する。最初に燃料噴射弁４５で噴射された燃料が燃焼室４０中心付近で自己着火し燃焼が始まる。これが燃焼行程前期であるが燃焼室４０の壁面近傍は未燃焼状態であり、燃焼室４０の壁面への熱負荷は小さい。一方燃焼室４０の遠心側周辺部が着火状態になるのは、燃焼行程中期以降になるようにそれぞれの燃料噴射弁４５〜４８の噴射タイミングが設定されている。この燃焼行程前期において、燃焼室４０の遠心周辺の燃料ガスは、燃焼室４０の中心の燃焼膨張によりスキッシュエリア（掃気側ピストン２５及び排気側ピストン２６の頂上面、即ち、内傾斜面３４、３５、外傾斜面３６、３７及び切欠き３８、３９の内面を含む）内に未着火状態で押し出される。
【００２６】
スキッシュエリア内に捕捉された燃料の燃焼は、ピストン頭部スキッシュ面にある境界層の働きにより遅延され、燃焼行程後期に燃焼する。このようにして、ピストン頭部スキッシュ面への熱負荷を低減出来る。  
中負荷時の運転で、燃焼室４０中心への燃料噴射量比率を上げることで、燃焼室４０壁近傍に断熱層を設けることが出来る。このようにして低中負荷運転時において、特に冷却損失を低減できる。自動車用エンジンは、殆ど低中負荷領域で運用されるから、実質的に燃費低減効果が高い。
以上から燃焼室中心燃焼方式とすることで、シリンダー（第１、第２のシリンダー２３、２４をいう）側壁付近が低く、中心部が高いという温度差を筒内の遠心方向に設けることが出来る。シリンダー潤滑油消耗量は、このシリンダー側壁の潤滑油塗布面の温度雰囲気に影響される。この温度は４ストローク方式よりも低く、潤滑油消費は４ストローク方式と同等以下まで抑えられる。
【００２７】
もう一つの燃焼室中心燃焼方式の利点は、始動性が良好なことである。４ストローク方式のようには、冷えた燃焼室壁から直接的影響を受けない。始動時は、中心側の燃料噴射弁のみ作動させて、未燃焼量を抑えることが出来る。燃焼室の断熱性が高いので、短時間で高負荷に対応出来る。現状の４ストローク方式では、圧縮比を２０以上に高くして、始動性を確保している。しかし圧縮比が高いと高圧に耐えられるようにするためにエンジンの重さが増大する。
【００２８】
この対向ピストン型２サイクルエンジンにおいては、圧縮比を例えば、１７としている。この値は直接燃料噴射方式としては低く、エンジンの軽量化に貢献する。圧縮比を低くしても、膨張比２１のアトキンソンサイクルを採用しているので、熱効率は逆に向上する。
４ストローク方式の場合、ピストンの上死点位置での燃焼行程では、ガス圧により押し下げ力が働くが、排気行程と吸気行程ではガス圧がなく、ピストンを引張り伸ばす慣性力が作用する。この伸びを考慮して、スキッシュエリアの隙間を大きくする必要がある。
そのスキッシュエリアの空間は、直接燃焼反応に利用出来ない空間であり、その分だけ燃焼室に噴射投入される燃料濃度が濃くなり、ＰＭ（Particulate  Matter）、ＮＯｘ発生量の増大を招く。この対向ピストン型２サイクルエンジンは、２ストローク方式であるから、常にピストンにガス圧による押し下げ力が働いている。これを考慮して、上死点の位置でのスキッシュエリアの空間を４ストローク方式より大幅に減少出来る。
【００２９】
この実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジンを、１０００ｃｃ程度と仮定した場合、その全般的な動力性能は、１３００ｃｃガソリンエンジンに酷似している。ガソリンエンジンに比較して、この新省エネエンジンの熱効率が高く、特に低負荷時での熱効率が高い。１０．１５モードでの走行距離が２倍まで上げられる。
以上は、乗用車向けの小型ディーゼルエンジンについて説明したものだが、この対向ピストン型２サイクルエンジンの適用範囲はもっと広い。
最近の燃料事情により、内燃機関用の石油代替燃料の利用が拡大されてきている。天然ガス、ＤＭＥ（ジメチルエーテル）、アルコール系燃料がそうである。そして、これらの燃料に適用した燃焼技術も発達している。燃焼室周りに動弁がなく、燃焼設計の自由度が大きいという利点が新省エネエンジンにある。この利点により、新省エネエンジンは、多種類の燃料に対応出来る。
【００３０】
この対向ピストン型２サイクルエンジンを排気ターボ過給方式に適用することもできる。前述のように排気弁が掃気弁より、早く閉じるために、掃気圧レベルまで円滑に過給出来る。また、アトキンソンサイクルを採用しているので、１Ｍｐａ以上の超高過給にも対応しており、ガスタービンとのコンバインドの相性が特に良い。冷却損失と機械損失が４ストローク方式の２／３程度まで低減することが可能であるから、高い総合熱効率が得られる。４ストローク方式の１／３の排気容量で、ガスタービンとコンバインドできるから、設置スペースがコンパクトになる。
ガスタービン複合サイクルと新省エネエンジンとのコンバインドした熱機関は、熱効率６０％台という可能性を持っている。
【００３１】
この実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジン２２においては、エンジンの回転が早くなると、第１、第２のシリンダー２３、２４内の燃焼排ガスが外部に排出されにくいので、排気弁３１の動作を早めるのが好ましい。この実施の形態では、掃気弁２９及び排気弁３１をクランク軸に連結させて開閉動作をさせているが、これを高速作動型の電磁弁によって構成し、エンジンの回転速度及び燃料の状態を考慮して最適の角度位置で、掃気弁２９及び排気弁３１を作動させることもできる。これは、掃気孔２７や排気孔２８がピストンとシリンダーの相対位置関係によって物理的に決定されるが、電気信号によって独立駆動させれば、任意の時期に掃気弁２９及び排気弁３１を作動させることができる。
【００３２】
また、前記実施の形態においては、掃気側ピストン２５と排気側ピストン２６とのクランク角度は実質同一の場合について説明したが、排気側ピストン２６のクランク角度が掃気側ピストン２５のクランク角度より２〜８度（より詳細には６度）進んだ位相角αを有しているのが好ましい。これは対向ピストン型のエンジンにおいては一部導入されているが、排気孔２８の開きを掃気孔２７の開きより早くすることで、掃気孔２７への吹き返しを防止することができる。図１、図２においては、掃気孔２７と排気孔２８が対称に配置されていても、排気孔２８と掃気孔２７との開き角度に位相差を設ける（即ち、排気孔が先に開く）ことによって、排気孔２８の開きを早めることができる。また、排気弁３１も掃気弁２９より例えば、６度（２〜８度）早く閉じることが可能となる。この位相角αは、充填効率最大とする最適値があり、大きすぎると逆に充填効率が低下する。従って、この実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジン２２では約６度位とされている。
【図面の簡単な説明】
【００３３】
【図１】（Ａ）、（Ｂ）は本発明の一実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジンの一部省略断面図である。
【図２】（Ａ）、（Ｂ）は本発明の一実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジンの一部省略断面図である。
【図３】掃気側ピストン及び排気側ピストンの斜視図である。
【図４】クランク角度（ＣＡ）とエンジンの動作状態との関係の説明図である。
【図５】燃料噴射弁の取付け状態を示す本発明の他の実施の形態に係る対向ピストン型２サイクルエンジンの説明図である。
【図６】本発明者が先に提案した対向ピストン式２サイクルエンジンの説明図である。
【符号の説明】
【００３４】
１０：第１のシリンダー、１１：第２のシリンダー、１２：掃気側ピストン、１３：排気側ピストン、１４：掃気孔、１５：排気孔、１６、１７：クランクアーム、１８、１９：クランク軸、２０：燃料噴射弁、２２：対向ピストン型２サイクルエンジン、２３：第１のシリンダー、２４：第２のシリンダー、２５：掃気側ピストン、２６：排気側ピストン、２７：掃気孔、２８：排気孔、２９：掃気弁、３０：出口、３１：排気弁、３２：入口、３４、３５：内傾斜面、３６、３７：外傾斜面、３８、３９：切欠き、４０：燃焼室、４１：連結部、４２：窪み、４３、４５〜４８：燃料噴射弁、４４ａ、４５ａ：ピストンリング、４６ａ、４７ａ：水ジャケット
【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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