(57)【要約】【課題】圧縮行程シリンダと膨張行程シリンダとを分離することなく、圧縮行程容積および圧縮比を減少することなく、動力伝達部に行程を変化させるための機構を追加することなく、膨張行程容積を圧縮行程容積より大きくして内燃機関の熱効率を向上させる。【解決手段】クランク軸に連結された主ピストンに対して気密を保ちつつ摺動する自由ピストンと、自由ピストンをシリンダヘッド側に押付ける手段と、主ピストンに対する自由ピストンの連接棒方向への移動を拘束する手段とを備える内燃機関を構成する。この構成により膨張行程容積を圧縮行程容積より大きくすることができると共に内燃機関出力に応じた膨張行程容積に設定することができる。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンピン及び連接棒を介してクランク軸に連結された主ピストンに対して気密を保ちつつ摺動する自由ピストンと、自由ピストンをシリンダヘッド側に押付ける手段と、主ピストンに対する自由ピストンの連接棒方向への移動を拘束する手段とを備えた内燃機関
【請求項２】
前記自由ピストンをシリンダヘッド側に押付ける手段が、シリンダライナに設けた開口と、主ピストンあるいは自由ピストンに設けた通路と、前記シリンダライナの開口及び主ピストンあるいは自由ピストンの通路を経由して前記自由ピストンの反シリンダヘッド側に供給され給気管内空気圧力及び排気管内ガス圧力より高い圧力を持つ流体とからなる請求項１の内燃機関
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】本発明は、舶用、陸用、自動車用、単車用などに使用されるディーゼル機関、ガソリン機関及びガス機関を含む往復動内燃機関に関するものである。
【背景技術】
【０００２】往復動内燃機関では、上死点近傍からクランクが角度数十度回転する間に燃料が燃焼し、その燃焼熱を受取った作動ガスは温度及び圧力が上昇し、下死点に至るまでピストンに仕事を与えつつ膨張し圧力が低下する。現在の主たる内燃機関の構造では膨張終了下死点でのシリンダ容積すなわち作動ガス体積は圧縮開始下死点でのシリンダ容積すなわち作動ガス体積と等しいため、膨張行程終了時の作動ガス圧力は排気管内ガス圧力より非常に高く作動ガスは燃料から受取ったエネルギーを使い切ることなく高い圧力のエネルギーを保持したままでシリンダから排気管内に排出される。その結果内燃機関サイクルの熱効率が悪化すると共に騒音が大きくなる原因ともなっている。【０００３】この問題を解決する方法として膨張行程容積を圧縮行程容積よりも大きくし圧力が十分低くなるまで作動ガスからエネルギーを取出す、特許文献１から特許文献８及び非特許文献１に示す各種方法が考案されている。
特許文献１から特許文献５は、吸気及び圧縮を行う圧縮シリンダと膨張及び排気を行う膨張シリンダを分離し、膨張シリンダの直径を圧縮シリンダの直径よりも大きくすることにより膨張行程容積を圧縮行程容積より大きくするものである。
特許文献６から特許文献８は、連接棒とクランク軸との結合部にもう一つクランク機構あるいはレバー機構を追加して膨張・排気過程のピストン行程長を吸入・圧縮過程のピストン行程長よりも大きくすることにより膨張行程容積を圧縮行程容積より大きくするものである。
特許文献９及び非特許文献１は、現在の主たる内燃機関では吸気行程終了下死点後クランク角度で数十度に給気弁を閉じてシリンダ内に空気をできる限り充填するのに対して、給気弁閉止クランク角度を吸入行程終了下死点より前または後に大きく変更することにより実際の圧縮開始時シリンダ容積を小さくして有効な圧縮行程容積を小さくし、膨張行程容積を圧縮行程容積に対して相対的に大きくするものである。
【特許文献１】  特開昭５２−７７９１５
【特許文献２】  特開昭５７−３８６１８
【特許文献３】  特開昭５７−９１３２３
【特許文献４】  特開昭５７−９１３２４
【特許文献５】  特開２００１−２２７３６８
【特許文献６】  特開昭５８−８２３３
【特許文献７】  特開昭６１−４９５２５
【特許文献８】  特開平６−７４０５９
【特許文献９】  特表平７−５０４０１０
【非特許文献１】  長尾不二夫著「内燃機関講義−上巻−」養賢堂発行、昭和５１年９月１０日、ｐ．４５８−４５９
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】上記圧縮シリンダと膨張シリンダを分離し膨張シリンダの直径を圧縮シリンダの直径より大きくする方法では、温度の低い給気による冷却が行われる吸入及び圧縮過程と高温度の燃焼ガスに曝される膨張・排気過程とが交互に実施される現在の主たる内燃機関のシリンダと異なり、最高圧力が発生する膨張シリンダは連続して高温度の燃焼ガスに曝されるため排気弁を含むシリンダヘッド、シリンダライナ及びピストン頂部から構成される燃焼室部材の強度確保及びピストンとシリンダ間の潤滑維持が困難になるという問題点があった。更に膨張行程容積の圧縮行程容積に対する比が一定であるため、内燃機関出力が大きくシリンダ内作動ガス圧力の上昇が大きい全力負荷運転条件に適合させて膨張シリンダの直径を設定した場合、内燃機関出力が小さく作動ガス圧力上昇が小さい部分負荷運転では膨張終了時のシリンダ内作動ガス圧力が低下し過ぎ排気弁開時に逆流が発生し、逆に機関出力が小さい部分負荷運転条件に適合させて膨張シリンダの直径を設定した場合には内燃機関出力が大きく作動ガス圧力上昇が大きい全力負荷運転で膨張終了時作動ガス圧力の低下量が小さくなり熱効率向上効果が小さくなるという問題点があった。【０００５】また、上記膨張・排気過程のピストン行程長を吸入・圧縮過程のピストン行程長よりも大きくする方法では、動力伝達部となる追加クランクあるいはレバーの強度を限られた狭いスペースで確保する必要があるため、伝達動力が大きい高出力の内燃機関に適用することは困難となる問題点があった。更に膨張行程容積の圧縮行程容積に対する比が一定となるため、前記の圧縮シリンダと膨張シリンダを分離し膨張シリンダの直径を圧縮シリンダの直系より大きくする方法と同様に内燃機関出力が大きい全力負荷運転条件で行程長を設定すると内燃機関出力が小さい部分負荷運転で逆流が発生し、機関出力が小さい部分負荷運転条件で行程長を設定すると全力負荷運転での熱効率向上効果が小さくなるという問題があった。【０００６】また、上記給気弁閉止クランク角度を吸入行程終了下死点から前または後に大きく変更することにより圧縮開始時シリンダ容積を小さくし有効な圧縮行程容積を小さくする方法では、圧縮開始時のシリンダ容積が減少しシリンダ内充填空気質量が減少するため出力が制限されるという問題点があった。更に、圧縮行程容積減少に伴う圧縮比減少のため熱効率が悪化し膨張行程容積の相対的増加による熱効率向上効果は相殺されてしまうと共に、圧縮時の作動ガス温度が低下し特に圧縮着火式のディーゼル機関では着火性能が低下するという問題点があった。
【課題を解決するための手段】
【０００７】本発明の請求項１は、ピストンピン及び連接棒を介してクランク軸に連結された主ピストンに対して気密を保ちつつ摺動する自由ピストンと、自由ピストンをシリンダヘッド側に押付ける手段と、主ピストンに対する自由ピストンの連接棒方向への移動を拘束する手段とを備えることにより、圧縮行程と膨張行程で自由ピストンの位置を変え圧縮行程容積より大きい膨張行程容積を持つ内燃機関を構成するものである。
更に、本発明の請求項２は、前記自由ピストンをシリンダヘッド側に押付ける手段が、シリンダライナに設けた開口と、主ピストンあるいは自由ピストンに設けた通路と、前記シリンダライナの開口及び主ピストンあるいは自由ピストンの通路を経由して自由ピストンの反シリンダヘッド側に供給されて給気管内空気圧力及び排気管内ガス圧力より高い圧力を持つ流体とからなる請求項１の内燃機関を構成するものである。
【発明の効果】
【０００８】本発明の内燃機関は、主ピストンと摺動する自由ピストンを吸入行程及び圧縮行程開始時にはシリンダヘッド側に押付け、膨張行程時には主ピストンに押付けて一体で動作させることにより、圧縮行程シリンダと膨張行程シリンダを分離することなく、圧縮行程容積及び圧縮比を減少することなく、また動力伝達部に膨張行程長を変更するための追加クランクあるいはレバー機構を追加することなく、膨張行程容積を圧縮行程容積よりも大きくして熱効率を効果的に向上させることができる。
更に、自由ピストンをシリンダヘッド側に押付ける手段として自由ピストンの反シリンダヘッド側に圧力を持った流体を供給し、内燃機関の運転条件に適合させて前記流体の圧力を設定することにより膨張行程容積を内燃機関の運転条件に合わせて最適に調整することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】以下、本発明の最良の実施形態を図面に基づき説明する。【００１０】図１は、本発明を実施した４行程内燃機関の構造を示す。ピストンピン（３）及び連接棒（４）を介してクランク軸（５）と連結された主ピストン（１）とシリンダライナ（６）との間に両者と機密を保ちつつ摺動する円筒状の自由ピストン（２）を備え、前記主ピストン（１）に対する前記自由ピストン（２）の前記連接棒（４）方向への移動を拘束する手段として前記主ピストン（１）に段差（１ａ）を設けている。前記自由ピストン（２）をシリンダヘッド（７）側に押付ける手段として、前記シリンダライナ（６）に開口（６ａ）を設け、前記自由ピストン（２）の外周部に通路（２ａ）を設け、前記開口（６ａ）から給気管内空気圧力及び排気管内ガス圧力より高い圧力をもつ流体を供給し前記自由ピストン（２）の反シリンダヘッド側面（２ｂ）に流体圧力を作用させている。【００１１】前記自由ピストン（２）のシリンダヘッド側面（２ｃ）に作用する燃焼室内の作動ガス圧力が前記反シリンダヘッド側面（２ｂ）に作用する前記流体圧力より低い場合は前記自由ピストン（２）は前記シリンダヘッド（７）側端に押付けられ、シリンダヘッド側面（２ｃ）に作用する作動ガス圧力が反シリンダヘッド側面（２ｂ）に作用する前記流体圧力より高い場合は前記自由ピストン（２）は前記主ピストンの段差（１ａ）に押付けられる。【００１２】図２の（Ａ）から（Ｌ）は本発明を実施した図１の４行程内燃機関における１サイクル間の各部の作動状況を示す。各図の右にシリンダ内作動ガス圧力ｐと前記自由ピストンの反シリンダヘッド側面（２ｂ）に作用する流体圧力ｐＢ、給気弁（８）に結合された給気管内空気圧力ｐＳ及び排気弁（９）に結合された排気管内ガス圧力ｐＴとの大小関係を記載する。高効率過給機を適用した高過給内燃機関ではｐＳ≧ｐＴとなり、それ以外の過給内燃機関及び無過給内燃機関ではｐＳ＜ｐＴとなる。（Ａ）は吸入行程開始上死点での状態を示し、給気弁（８）は開状態、排気弁（９）は閉状態で前記自由ピストン（２）のシリンダヘッド側面（２ｃ）に作用するシリンダ内作動ガス圧力ｐは給気管内空気圧力ｐＳに等しい。前記自由ピストン（２）の反シリンダヘッド側面（２ａ）に作用する前記流体圧力ｐＢは給気管内空気圧力ｐＳより高いため、前記自由ピストン（２）はシリンダヘッド側端に押付けられた位置にあり、前記主ピストン（１）が（Ｂ）の吸入行程終了下死点に達するまで維持される。【００１３】（Ｃ）は圧縮行程開始時の状態を示し、前記給気弁（８）は閉状態となり前記主ピストン（１）がシリンダヘッド方向に移動するに従ってシリンダ内作動ガスは断熱圧縮され圧力ｐは上昇し始める。（Ｄ）で前記自由ピストンのシリンダヘッド側面（２ｃ）に作用するシリンダ内作動ガス圧力ｐは反シリンダヘッド側面（２ｂ）に作用する前記流体圧力ｐＢに等しくなり、前記主ピストン（１）がシリンダヘッド（７）方向に移動すると共に前記自由ピストン（２）は前記連接棒（４）方向に移動し、この間シリンダ内作動ガス体積及び圧力は変化せず一定となる。前記自由ピストン（２）が前記主ピストン（１）の段差（１ａ）に当る（Ｅ）までこの状態は続き、（Ｅ）以後は前記主ピストン（１）と前記自由ピストン（２）は一体となってシリンダヘッド側に移動し再びシリンダ内作動ガスは断熱圧縮され圧力ｐが上昇し続け上死点（Ｆ）で圧縮行程は終了する。【００１４】（Ｇ）で燃料が燃焼し作動ガスは加熱され温度及び圧力が上昇し、その圧力を受けた前記主ピストン（１）及び前記自由ピストン（２）は一体となって連接棒（４）方向に移動しクランク軸に動力を伝達する。前記主ピストン（１）及び前記自由ピストン（２）の移動に伴ってシリンダ内作動ガスは断熱膨張しその圧力ｐは低下していき（Ｈ）で前記自由ピストン（２）の反シリンダヘッド側面に作用する流体圧力ｐＢに等しくなる。更に前記主ピストン（１）が移動を継続すると前記自由ピストン（２）は前記主ピストンの段差（１ａ）から離れ前記シリンダヘッド（７）方向に移動していく。この間シリンダ内作動ガス圧力ｐ及び体積は変化せず一定を保ち下死点（Ｉ）に至る。【００１５】（Ｊ）の排気行程開始下死点で前記排気弁（９）が開くとシリンダ内作動ガス圧力ｐは排気管内ガス圧力ｐＴに等しくなり前記流体圧力ｐＢより低くなるため、前記自由ピストン（２）は前記シリンダヘッド（７）側に移動し自身の行程容積分の作動ガスをシリンダ内から排気管内に排出する。以後主ピストン（１）はシリンダ内から作動ガスを押出しつつシリンダヘッド側に移動し（Ｋ）の上死点に至る。この間前記自由ピストン（２）はシリンダヘッド側に押付けられた位置を維持する。（Ｌ）で前記給気弁（８）が開きシリンダ内から仕事を終えた作動ガスを給気で追い出した後前記排気弁（９）が閉じシリンダ内圧力は給気管内圧力ｐＳまで上昇し（Ａ）の状態に戻る。【００１６】図３及び図４は、本発明を実施した過給４行程内燃機関のシリンダ内作動ガス状態変化を実線で示し、２点鎖線で示した現在の主たる過給４行程内燃機関のシリンダ内作動ガス状態変化と対比する。図３の横軸は前記主ピストン（１）の上死点からの位置ｘ、縦軸はシリンダ内作動ガスの圧力ｐを示し、図４の横軸はシリンダ内作動ガスの体積Ｖ、縦軸はシリンダ内作動ガスの圧力ｐを示す。圧縮開始点１は図２の（Ｃ）に対応し、シリンダ内に充填された給気は前記主ピストン（１）位置ｘ及び作動ガス体積Ｖの減少と共に断熱圧縮されて作動ガス圧力ｐは上昇し、図２の（Ｆ）に対応する上死点で点２の状態となる。この間、本発明を適用した過給４行程内燃機関の場合には図２の（Ｄ）に対応する点１Ａでシリンダ内作動ガス圧力ｐが前記流体圧力ｐＢと等しくなり、図２の（Ｅ）に対応する点１Ｂまで前記主ピストン位置ｘが減少しても前記自由ピストン（２）が反シリンダヘッド側に移動するため、シリンダ内作動ガスの体積Ｖ及び圧力ｐは一定に保たれる。点１Ｂ以降は前記主ピストン（１）と前記自由ピストン（２）は一体となりそれらの合計断面積で作動ガスが圧縮されるため圧力は急速に上昇し点２に至る。以上の結果図３の主ピストン位置ｘと圧力ｐの関係は、本発明を適用した過給４行程内燃機関では折れ線状となり、現在の主たる過給４行程内燃機関と異なった変化状況となる。但し、図４の作動ガス体積Ｖと圧力ｐとの関係では点１Ａと点１Ｂとは一致し、本発明を適用した過給４行程内燃機関と現在の主たる過給４行程内燃機関との間で差は見られない。【００１７】燃料の燃焼熱を受取ったシリンダ内作動ガスの圧力は上昇し図２の（Ｇ）に対応する点３の状態となり、燃焼が継続している間圧力ｐは一定で主ピストン（１）の位置ｘ及びシリンダ内作動ガス体積Ｖが増加し点４で燃焼が終了して以降主ピストン（１）の位置ｘの増加と共にシリンダ内作動ガスは断熱膨張し圧力ｐは低下する。図３に示すように、本発明を適用した過給４行程内燃機関の燃焼終了点４の主ピストン位置ｘは現在の主たる過給４行程内燃機関の燃焼終了点４０に比較して小さくなり、点４以降の断熱膨張での圧力変化は現在の主たる内燃機関の場合より大きくなる。
図２の（Ｈ）に対応する点５Ａになると、シリンダ内作動ガス圧力ｐは前記自由ピストンの反シリンダヘッド側面に作用する流体圧力ｐＢと等しくなり、以後前記主ピストン（１）が移動し位置ｘが増加すると前記自由ピストン（２）は前記主ピストンの段差（１ａ）を離れてシリンダヘッド方向に移動し、シリンダ内作動ガスの体積Ｖ及び圧力ｐは一定に保たれて図２の（Ｊ）に対応する膨張終了点５に到達する。現在の主たる過給４行程内燃機関の場合には、燃焼終了点Ａ０から一様に断熱膨張を続け、ｐＢよりも高い圧力の点５０で膨張行程終了する。以上の結果、図３の主ピストン位置ｘと圧力ｐの関係は、本発明を適用した過給４行程内燃機関では折れ線状となり、現在の主たる過給４行程内燃機関と異なった変化状況となる。
図４の作動ガス体積Ｖと圧力ｐとの関係は現在の主たる過給４行程内燃機関と差はないが、現在の主たる過給４行程内燃機関では膨張終了点５０で膨張が終了するのに対して本発明を適用した過給４行程内燃機関では更に膨張を続け、作動ガス圧力がｐＢに等しくなる点５Ａまで膨張を継続し、以後膨張行程終了点５まで変化しない。【００１８】下死点５で前記排気弁（９）が開くと、シリンダ内作動ガス圧力ｐは低下して排気管内ガス圧力ｐＴに等しくなり点Ｘの状態となり、その後自由ピストン（２）がピストンヘッド側端に移動し現在の主たる過給４行程内燃機関の排気行程開始点Ｘ０と一致ずる状態に達する。この状態は図２の（Ｊ）に対応する。以後シリンダ内作動ガス圧力ｐは排気管内圧力ｐＳと等しい状態を保ち主ピストン（１）の位置ｘ及びシリンダ内作動ガス体積Ｖは減少し、図２の（Ｋ）に対応する排気終了上死点Ｙに到達する。上死点で前記給気弁（８）が開きシリンダ内残留ガスを追出した後前記排気弁（９）が閉じシリンダ内作動ガス圧力ｐは給気管内圧力ｐＳまで上昇し、図２の（Ａ）に対応する点Ｚになる。以後シリンダ内作動ガス圧力ｐは給気管内圧力ｐＢを等しい状態で前記主ピストン（１）の位置ｘ及びシリンダ内作動ガス体積Ｖが増加し給気管から空気を吸入し最初の点１に戻る。なお、点Ｘ０以降の排気及び吸入過程は本発明を適用した過給４行程内燃機関と現在の主たる過給４行程内燃機関との間で差異はない。【００１９】以上のサイクルの結果、本発明を実施した過給４行程内燃機関では、現在の主たる過給４行程内燃機関に比べて図４中の斜線で示した面積５０−５−Ｘ−Ｘ０−５０に等しい出力増加が得られ、それに対応して熱効率が向上する。【００２０】図３及び図４に前記自由ピストン（２）の反シリンダヘッド側面（２ｂ）に供給する流体の圧力ｐＢを〔ｐＢ〕まで上昇させた場合の状態変化を破線及び〔  〕付の符号で示す。シリンダ内作動ガス圧力ｐが前記流体圧力〔ｐＢ〕に等しくなる主ピストン位置ｘが変化するため、圧縮行程中のシリンダ内作動ガス体積に対する圧力の変化状況に変化はないが、膨張行程終了時のシリンダ内作動ガスの圧力が上昇し体積が減少するため膨張行程容積が減少する。逆に前記流体圧力ｐＢを低下させると膨張終了点５の体積が増加し膨張行程容積が増加する。従って、本発明を適用した内燃機関では流体圧力ｐＢを変更することにより膨張行程容積を任意に設定できることになる。【００２１】内燃機関の出力が変化すると、給気管内空気圧力ｐＳ、排気管内ガス圧力ｐＴ及びシリンダ内作動ガス圧力ｐが変化し、適切な膨張行程容積の増加量も変化するが、本発明を実施した内燃機関では、前記自由ピストン（２）の反シリンダヘッド側面（２ｂ）に供給する流体圧力ｐＢを調整することにより内燃機関出力に適合した膨張行程容積に設定することができる。
【図面の簡単な説明】
【００２２】
【図１】本発明を実施した４行程内燃機関の構造図
【図２】図１の４行程内燃機関の作動説明図
【図３】図１の４行程内燃機関の主ピストン位置に対する作動ガス圧力の変化
【図４】図１の４行程内燃機関の作動ガス体積に対する圧力の変化
【符号の説明】
【００２３】１・・・・・主ピストン
１ａ・・・・主ピストン（１）の段差
１ｂ・・・・主ピストン（１）のピストンリング
１ｃ・・・・主ピストン（１）のピストンリング
２・・・・・自由ピストン
２ａ・・・・自由ピストン（２）の通路
２ｂ・・・・自由ピストン（２）の反シリンダヘッド側面
２ｃ・・・・自由ピストン（２）のシリンダヘッド側面
２ｄ・・・・自由ピストン（２）のピストンリング
３・・・・・ピストンピン
４・・・・・連接棒
５・・・・・クランク軸
６・・・・・シリンダライナ
６ａ・・・・シリンダライナ（６）の開口
７・・・・・シリンダヘッド
８・・・・・給気弁
９・・・・・排気弁
１０・・・・点火プラグまたは燃料噴射弁
【図１】
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【図２】
2007024018.tif 000004
2007024018.tif 000005
2007024018.tif 000006
【図３】
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【図４】
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【手続補正書】
【提出日】平成17年9月30日(2005.9.30)
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】００１２
【補正方法】変更
【補正の内容】
【００１２】図２の（Ａ）から（Ｌ）は本発明を実施した図１の４行程内燃機関における１サイクル間の各部の作動状況を示す。各分図番号の右にシリンダ内作動ガス圧力ｐと前記自由ピストンの反シリンダヘッド側面（２ｂ）に作用する流体圧力ｐＢ、給気弁（８）に結合された給気管内空気圧力ｐＳ及び排気弁（９）に結合された排気管内ガス圧力ｐＴとの大小関係を記載する。高効率過給機を適用した高過給内燃機関ではｐＳ≧ｐＴとなり、それ以外の過給内燃機関及び無過給内燃機関ではｐＳ＜ｐＴとなる。（Ａ）は吸入行程開始上死点での状態を示し、給気弁（８）は開状態、排気弁（９）は閉状態で前記自由ピストン（２）のシリンダヘッド側面（２ｃ）に作用するシリンダ内作動ガス圧力ｐは給気管内空気圧力ｐＳに等しい。前記自由ピストン（２）の反シリンダヘッド側面（２ａ）に作用する前記流体圧力ｐＢは給気管内空気圧力ｐＳより高いため、前記自由ピストン（２）はシリンダヘッド側端に押付けられた位置にあり、前記主ピストン（１）が（Ｂ）の吸入行程終了下死点に達するまで維持される。
【手続補正２】
【補正対象書類名】図面
【補正対象項目名】全図
【補正方法】変更
【補正の内容】
【図１】
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【図２】
2007024018.tif 000010
【図３】
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【図４】
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