JPH0477136B2

JPH0477136B2 -

Info

Publication number: JPH0477136B2
Application number: JP61040643A
Authority: JP
Inventors: Masaru Yamamoto
Original assignee: Kawasaki Heavy Industries Ltd
Current assignee: Kawasaki Heavy Industries Ltd
Priority date: 1986-02-26
Filing date: 1986-02-26
Publication date: 1992-12-07
Also published as: JPS62197639A

Description

【発明の詳細な説明】［産業上の利用分野］この発明は、吸気慣性もしくは排気慣性、また
はその両方を利用したエンジンに関するものであ
る。

［従来の技術］従来、吸気または排気の慣性を利用して、吸気
効率または排気効率を向上させる吸排気慣性装置
は種々知られている。

この種の装置の構成は、たとえば、エンジンの
吸気ポートに連通する吸気マニホールドの上流側
に、この吸気マニホールドに連通する共鳴室を設
けたものである。

この共鳴室の作用は、エンジンの吸気がこの共
鳴室を通過するときに、共鳴室や吸気マニホール
ドの形状で決まる固有振動数で吸気を振動させ、
共鳴室および吸気マニホールド内に吸気の圧力脈
動を発生させるというものである。

これにより、エンジンの吸気行程が開始して吸
気ポートが開放されると、吸気マニホールドの下
流側（吸気ポート側）の吸気マニホールド内の圧
力が、上記圧力脈動により上昇したときに、大量
の吸気が吸気ポート内に圧送され、エンジンの吸
気効率が向上する。

他方、エンジンの回転数はエンジンの負荷に応
じて増減し、これに伴いエンジンの吸気ポートの
開閉タイミングも変化する。吸気ポートの開閉タ
イミングが変化すると、上記共鳴室内の圧力脈動
の振動数は一定の固有振動数のままで変化しない
ので、吸気ポートの開閉タイミングと上記圧力脈
動のタイミングとがずれて、吸気効率が低下する
場合がある。これを第１０図を参照しながら説明
する。

第１０図は、２サイクルのガソリンエンジンの
吸気系および排気系の両方に上記共鳴室を設けた
場合の、吸気ポートIN、排気ポートEXおよび掃
気ポートＳの開閉タイミングと、吸気系の共鳴室
内に発生する吸気の圧力脈動の状態を表す圧力波
Ｐ１および排気系の共鳴室内に発生する排気の圧
力脈動の状態を表す圧力波Ｐ２との関係を示すも
のである。

同図では、高速回転（8000rpm）時に吸気効率
が向上するように設定された共鳴室を有するエン
ジンを、中速回転（6000rpm）したときの状態を
示している。

ピストンによつて吸気ポートINが開放された
時点I_Oに、吸気の圧力波Ｐ１が発生し、一定の固
有振動数で振動を開始する。この圧力波Ｐ１は、
時点I_Oにおける負圧領域７１０の経過後の正圧部
分（図の上側部分）によつて、吸気を吸気ポート
からエンジンのクランク室へ圧送する効果を発揮
する。ところで、上記負圧領域７１０において
は、ピストンが上昇過程にあるから、クランク室
内の圧力は下降過程にあるため、吸気の逆流がな
いけれども、ピストンが上死点TDCを越えると、
クランク室内の圧力が上昇し始めるのに対して、
上記圧力波P1が下降し始める。上記クランク室
内の圧力が上記圧力波Ｐ１に打ち勝つ領域、つま
り、上死点TDCと吸気ポートINの閉鎖時点I_C1と
の間における、たとえば斜線で示す吸気の逆流領
域７１において、吸気がクランク室内から吸気ポ
ートINへ逆流して、吸気効率が低下する。

他方、ピストンによつて排気ポートEXが開放
された時点E_Oに、排気の圧力波Ｐ２が発生する。
この圧力波Ｐ２は、その負圧部分（図の下側部
分）によつて、排気を排気ポートから吸引する効
果を発揮する。ところが、ピストンが下死点
BDCを越えると燃焼室内の圧力は上昇し始める
ので、斜線で示す負圧領域７２が掃気ポートＳの
閉鎖時点S_Cと排気ポートEXの閉鎖時点E_C1との間
に位置したときには、その負圧によつて、既に燃
焼室内に充填され終わつた新気が、開放されてい
る排気ポートEXから外部に排出されるので、充
填効率が低下して、出力およひ熱効率の低下を招
く。

エンジンが高速回転している場合には、吸気ポ
ートINおよび排気ポートEXの閉鎖時点がそれぞ
れ破線で示したI_C2およびE_C2に移行するので、上
記のような課題は発生しない。

なお、４サイクルガソリンエンジンでは、掃気
ポートを有しないので新気が吸引されることはな
く上記排気系の課題は発生しないが、上記したと
同様の吸気系の課題は発生する。

このように、上記装置では、エンジンの回転数
が大きく増減する車両などのエンジンにおいて
は、一定の固有振動数で吸排気を振動させるため
に、エンジンの回転数によつては吸排気効率が向
上しない場合がある。

この課題に鑑みて、上記吸気系の共鳴室内の吸
気を任意の振動数で振動させる加振器を、共鳴室
の側壁に装着した装置が知られている（たとえ
ば、実開昭58−14425号公報参照）。この装置で
は、エンジンの回転数に応じて変化するエンジン
の吸気ポートの開報タイミングに合わせて、共鳴
室内に発生する吸気の圧力脈動の振動数を適宜変
化させることにより、エンジンの回転数の変化に
伴う吸気効率の低下を防止しようとしている。

すなわち、これを第１１図で説明すると、吸気
を固有振動数より低い振動数で加振し、上記固有
振動数の圧力波Ｐ１の波長よりも長い圧力波Px
により、負圧領域７１を排除しようとするもので
ある。

〔発明が解決しようとする課題〕

ところが、上記圧力波Pxでは、その性質上、
固有振動数の圧力波Ｐ１に合致していないため、
その圧力差が小さく、弱い脈動しか発生しないの
で、吸気効率が向上しない。

この課題は、上記と同様の加振器を有する共鳴
室を排気系に設けた場合にも同様に発生する。

この発明は、上記従来の課題に鑑みてなされた
もので、吸気および排気を一定の固有振動数で振
動し、強い圧力脈動を発生させて、エンジンの回
転数の増減に伴つて生じる圧力脈動の不要部分を
排除して、エンジン回転数にかかわらず吸排気効
率の向上を図ることを目的としている。

〔課題を解決するための手段〕

上記目的を達成するために、この発明は、気体
通路を構成する吸気通路と排気通路のうち、少な
くとも一方に、タイミングバルブを設けるととも
に、エンジンの回転数変化にかかわらず、気体通
路の開放時間が気体通路の圧力脈動の固有振動数
に対応した一定時間となるように、バルブ制御装
置により上記タイミングバルブの開閉タイミング
を制御している。さらに、タイミングバルブを備
えた気体通路に加振器を設け、この加振器を駆動
装置により駆動して、気体通路の上記固有振動数
に合致した振動数で、かつ、気体通路が開放され
るタイミングに合わせて、気体を加振している。

［作用］この発明によれば、気体通路がその圧力脈動の
固有振動数に対応した一定時間だけ開放されるの
で、この一定時間を、たとえば固有振動数の１周
期または１周期半に設定することにより、第１０
図で説明した吸気の逆流や新規の無駄な流出を防
止することができる。また、加振器により、固有
振動数に合致した加振パルスが気体通路内に発生
するから、低回転領域においても、強い圧力波が
得られて、上記した吸気の逆流や新気の流出を有
効に防止できる。

［実施例］以下、この発明の一実施例を図面にしたがつて
説明する。

第１図は第１の実施例を示し、同図において、
１１は２サイクルのガソリンエンジンで、そのシ
リンダ１２の吸気ポートINおよび排気ポートEX
は、上下動するピストン１３により開閉される。

気体通路は、吸気通路１７と排気通路１８と図
示しない掃気通路とにより構成されており、上記
吸気通路１７に第１のタイミングバルブ２１が、
排気通路１８に第２のタイミングバルブ２２がそ
れぞれ設けられ、各タイミングバルブ２１，２２
から見て、上記各ポートIN，EXと反対側に、ボ
イスモータからなる第１および第２の加振器２
３，２４が配置されている。これら加振器２３，
２４は、音響機器のスピーカと同様な構造であ
り、そのコイル２５への通電により振動体２６が
振動して、加振パルスを発生し、通路１７，１８
内の気体を加振する。

上記加振器２３，２４は、振動装置２７により
駆動される。この駆動装置２７は、周知のクラン
ク角度センサ２８からの検出信号を受けて、加振
器２３，２４のコイル２５に給電し、一定のクラ
ンク角度に対応する吸気ポートINの開放時点で、
第１の加振器２３が加振パルスを発生し、やはり
一定のクランク角度に対応する排気ポートEXの
開放時点で、第２の加振器２４が加振パルスを発
生するように制御する。

第２図に示すように、第１のタイミングバルブ
２１は、これに固定された回転軸２９が、軸受３
０を介して吸気マニホールド３１に回転自在に支
持され、第２のタイミングバルブ２２は、これに
固定された回転軸３２が、軸受３３を介して排気
マニホールド３４に回転自在に支持されている。

上記両タイミングバルブ２１，２２は、バルブ
制御装置３５により開閉され、エンジン回転数の
変化にかかわらず、吸気通路１７および排気通路
１８の開放時間が、これら通路１７，１８の固有
振動数に対応した一定時間となるように制御され
る。上記吸気通路１７と排気通路１８の圧力脈動
の固有振動数は、通常、同一に設定され、一定の
高回転領域で吸気または排気の慣性を有効に利用
するようにしている。

上記バルブ制御装置３５は、上記両回転軸２
９，３２のそれぞれに固定されたタイミングギヤ
３６，３７と、クランク軸２０に装着された位相
調整装置３８とを備え、位相調整装置３８の外周
に固定されたタイミングギヤ３９と、上記タイミ
ングギヤ３６，３７間に歯形ベルト４０を懸け渡
してなるものである。上記位相調整装置３８の詳
細を第３図に示す。

第３図において、クランク軸２０には支持部材
４２が固定されており、この支持部材４２に、遠
心力により回動する回動子４３が、ピボツト軸４
４の回りに回動自在に支持されている。一方、ク
ランク軸２０には、軸方向に沿つたスプライン４
５を介して、移動板４６が軸方向へ移動可能に装
着され、この移動板４６に、ばね４７によつて軸
方向外方４８へばね力を作用させている。

また、クランク軸２０には、上記タイミングギ
ヤ３９を外周に備えたドラム５１が、クランク軸
２０に対して回動自在にはめ込まれており、この
ドラム５１と上記移動板４６とが、軸方向に対し
て斜めに延びる斜めスプライン５２を介して連結
されている。さらに、上記移動板４６に固定され
た結合部材５３が、上記回動子４３の先端部に係
合しており、遠心力によつて回動子４３が矢印５
４方向へ回動したとき、係合部材５３を介して移
動板４６が軸方向内方５５へ移動し、この移動に
より、スプライン５２を介して上記ドラム５１が
クランク軸２０に対して若干回動し、クランク角
度に対する位相が変わるようになつている。

したがつて、歯形ベルト４０を介してドラム５
１のタイミングギヤ３９に連動しているタイミン
グギヤ３６，３７の位相が変化し、第２図の第１
のタイミングバルブ２１および第２のタイミング
バルブ２２の開閉タイミングの位相が、回転数の
上昇とともに、クランク角度の大きい方へ進むよ
うに変化する。

上記構成において、第１図の吸気通路１７およ
び排気通路１８は、ピストン１３による吸気ポー
トINおよび排気ポートEXの開閉動作と、第１お
よび第２のタイミングバルブ２１，２２の開閉動
作とにより開閉される。一方、加振器２３，２４
により、吸気通路１７および排気通路１８の開放
タイミングに合わせて、吸気通路１７および排気
通路１８内へ加振パルスが送り込まれる。これら
のタイミングを第４図に示す。

第４図Ａはエンジン回転数が2000rpm（低回転）
の場合を示している。第１のタイミングバルブ２
１は、吸気ポートINよりも先に開放および閉鎖
がなされる。吸気通路１７の開放時間Ｔ１は、第
１のタイミングバルブ２１と吸気ポートINの両
方が開放された状態にある時間である。一方、加
振器２３（第１図）により、吸気通路１７の圧力
脈動の固有振動数に合致した第４図Ａで示す振動
数の加振パルスPu1が、吸気ポートINの開放時点
I_Oで、つまり、吸気通路１７の開放タイミング
で、１つ（１周期分）発生し、これにより、上記
固有振動数を持つ強い圧力波Ｐ１０が発生し、そ
の正圧部分（上側）により、吸気を吸気ポート
INからクランク室６１（第１図）内へ押し込め
る。

ここで、上記開放時間Ｔ１は圧力波Ｐ１０の１
周期に合致しており、１周期以降の圧力波Ｐ１０
は、閉鎖された第１のタイミングバルブ２１によ
りカツトされる。したがつて、１周期以降の負圧
部分が、従来のように上死点TDCを越えた時点
で吸気ポートINに到達して吸気の逆流を引き起
こすおそれがなくなり、充填率、つまり吸気効率
が向上する。なお、第１図において、点Ｘ１は
Pu１，Ｐ１，Ｐ１０の各圧力測定点を示し、Ｘ
２はPu２，Ｐ２，Ｐ２０の圧力測定点を示す。

ここで、第４図Ａの加振パルスPu1が発生しな
い場合でも、吸気ポートINの開放により圧力波
Ｐ１が自然発生するが、このような低回転領域で
は自然発生する圧力波Ｐ１が弱い、つまり振幅が
小さいので、その正圧部分により吸気を押し込め
る効果はあまり期待できない。これに対し、この
発明では、上記のように、加振器２３により強い
圧力波Ｐ１０が得られるので、その強い正圧部分
により、大きな押し込み効果が得られるのであ
る。

つぎに、排気通路１８の第２のタイミングバル
ブ２２は、排気ポートEXよりも先に開放および
閉鎖がなされる。排気通路１８の開放時間Ｔ２
は、第２のタイミングバルブ２２と排気ポート
EXの両方が開放された状態にある時間である。
一方、加振器２４（第１図）により、排気通路１
８の圧力脈動の固有振動数（吸気通路１７の固有
振動数と同一）に合致した第４図Ａで示す振動数
の加振パルスPu2が、排気ポートEXの開放時点
E_Oで、つまり、排気通路１８の開放タイミング
で、１つ（１周期分）発生し、これにより、上記
固有振動数の強い圧力波Ｐ２０が発生し、その負
圧部分（下側）により、排気を排気通路１８中へ
円滑に吸い出す。上記圧力波Ｐ２０は、排気ポー
トEXの開放時点E_Oから低下する燃焼室圧力の影
響を受けて、徐々にその振幅が減少する。

ここで、上記開放時間Ｔ２は圧力波Ｐ２０の１
周期半に合致しており、１周期半以降の圧力波Ｐ
２０は、第２のタイミングバルブ２２によりカツ
トされる。したがつて、１周期半以降の負圧部分
が、従来のように掃気ポートＳの閉鎖時点S_Cと排
気ポートEXの閉鎖時点E_Cとの間で、排気ポート
EXに到達することがなくなるので、第１図の燃
焼室６２から排気通路１８内へ新気が無駄に流出
するのが防止される。

なお、この排気側では、上記した吸気側と同様
に、第４図Ａの加振パルスPu2が発生しない場合
でも、排気ポートEXの開放により圧力波Ｐ２が
自然発生するが、このような低回転領域では自然
発生する圧力波Ｐ２は弱いので、その負圧部分に
より排気を排気通路１８へ吸い出す効果はあまり
期待できない。これに対し、この発明では、上記
のように、加振器２４により強い圧力波Ｐ２０が
得られるので、その強い負圧部分により、大きな
吸い出し効果が得られるのである。

つぎに、第４図Ｂはエンジン回転数が6000rpm
（中回転）の場合を示し、その圧力波と各ポート
の開閉タイミングとの関係は、従来の第１０図と
ほぼ同一である。この回転数は、各ポートIN，
EX，Ｓの開放時間は、第４図Ａの３分の１であ
るが、勿論、クランク角度で見れば同一である。

第４図Ｂでは、第１のタイミングバルブ２１の
開閉時点２１_O，２１_Cが、第２図の位相調整装置
３８により、第４図Ａの場合よりもクランク角度
の位相で見て遅れる方向に変化し、すなわち吸気
ポートINの開閉時点I_O，I_Cに対して相対的に右方
向へ移動し、これによつて、吸気通路１７の開報
時間Ｔ１が、第４図Ａの場合と同一の一定値に保
たれる。その結果、第４図Ｂにおける吸気通路１
７の圧力波Ｐ１０は、その１周期後の斜線で示す
負圧部分７１が、閉鎖された第１のタイミングバ
ルブ２１によりカツトされるので、上記負圧部分
７１が上死点TDCを越えた時点で吸気ポートIN
に到達しない。したがつて、吸気の逆流を起こす
おそれがなくなる。

また、第２のタイミングバルブ２２の開閉時点
２２_O，２２_Cもやはり、第４図Ａの場合よりもク
ランク角度の位相で見て遅れる方向に変化し、こ
れによつて、排気通路１８の開放時間Ｔ２が、第
４図Ａの場合と同一の一定値に保たれる。その結
果、排気通路１８の圧力波Ｐ２０は、その１周期
半後の斜線で示す負圧部分７２が、閉鎖された第
２のタイミングバルブ２２によりカツトされるの
で、上記負圧部分７２が掃気ポートＳの閉鎖時点
S_Cと排気ポートEXの閉鎖時点E_Cとの間で、排気
ポートEXに到達することがなくなる。したがつ
て、新気の無駄な流出が防止される。

第４図Ｃはエンジン回転数が8000rpm（高回転）
の場合を示している。この回転数では、各ポート
IN，EX，Ｓの開放時間がさらに短くなり、第１
のタイミングバルブ２１の開閉時点２１_O，２１
_Ｃ、および第２のタイミングバルブ２２の開閉時
点２２_O，２２_Cはともに、クランク角度で見て一
層遅れる。その結果、吸気ポートINと第１のタ
イミングバルブ２１がほぼオーバラツプし、排気
ポートEXと第２のタイミングバルブ２２が完全
にオーバラツプして、事実上、第１のタイミング
バルブ２１と第２のタイミングバルブ２２の開閉
効果が殆どなくなり、吸気通路１７はほぼ吸気ポ
ートINのみにより開閉され、排気通路１８は排
気ポートEXのみにより開閉される。

この回転数でも、第４図Ａ，Ｂの場合と同様
に、吸気の逆流と新気の無駄な流出が防止され
る。なお、この高回転数領域では、エンジン回転
と吸気通路１７および排気通路１８の固有振動数
とが合致した、いわゆるマツチング状態となつて
おり、第１のタイミングバルブ２１と第２のタイ
ミングバルブ２２がなくても、元来、吸気の逆流
や新気の流出は抑制されている。

上記第４図の例では、吸気通路１７の開報時間
Ｔ１を吸気通路１７の固有振動数の１周期に合致
させ、排気通路１８の開放時間Ｔ２を排気通路１
８の固有振動数の１周期半に合致させたが、この
発明はこれに限られるものではなく、何周期分に
合致させるかは、エンジン回転数の最高値と、通
路の固有振動数との関係から決まる。

たとえば、エンジン回転数の最高値を5000rpm
程度に低く設定し、かつ、吸気通路１７および排
気通路１８の固有振動数を高く設定した場合、加
振パルスPu1、Pu2は吸気通路１７および排気通
路１８の圧力脈動の固有振動数に合致させる必要
があるため、吸気側および排気側の圧力波Ｐ１
０，Ｐ２０の脈動周期は、上記各通路１７，１８
の圧力脈動の固有振動数に合致している。

他方、エンジン回転数の最高値は、上記各通路
１７，１８の圧力脈動の固有振動数とは別個に設
定されるため、吸気通路１７および排気通路１８
の開放時間Ｔ１，Ｔ２を第５図で示すように、吸
気および排気通路１７，１８の各固有振動数の２
周期および２周期半にそれぞれ合致する場合があ
る。

その場合でも、吸気側の圧力波Ｐ１０の１周期
半目の負圧部分７１が、上死点TDCを大きく超
えなければ、吸気の逆流を極力抑制できるため、
吸気通路１７の開放時間Ｔ１を、圧力波Ｐ１０の
１周期半、または図示のような２周期に合致させ
てもよい。同様に、排気側の圧力波Ｐ２０も、そ
の２周期目の負圧部分７２が、掃気ポートＳの閉
鎖時点S_Cと排気ポートEXの閉鎖時点E_Cとの間に
入るおそれはないから、排気通路１８の開放時間
Ｔ２を、圧力波Ｐ２０の２周期、または図示のよ
うな２周期半に合致させてもよい。

ところで、上記実施例では、第１図の吸気通路
１７と排気通路１８の両方に、タイミングバルブ
２１，２２および加振器２３，２４を設けたが、
吸気通路１７または排気通路１８のみに設けても
よいことはいうまでもない。

また、第１図の加振器２３，２４として、ボイ
スモータを使用したが、これとは異なり、第６図
に示す第２の実施例のように、振動膜８１を有す
る加振器２３を吸気通路１７の曲がり部に設け、
排気通路１８内の気体振動を連通管８２で上記加
振器２３へ導いて、振動膜８１を振動させ、吸気
通路１７内の気体を加振してもよい。この場合、
上記連通管８２がこの発明の駆動装置を構成す
る。

上記振動膜８１には、振動しやすくするため
に、波状部８３が設けられている。通常、吸気通
路１７と排気通路１８の固有振動数は同一に設定
されているから、固有振動数で振動する排気通路
１８内の気体により、吸気通路１７内の気体が固
有振動数で有効に加振される。このとき、連通管
８２の長さと適切に設定することにより、排気通
路１８内の固有振動の位相を、吸気通路１７内の
固有振動の位相に合わせることができ、これによ
つて、吸気通路１７が開放されるタイミングに合
致させて、吸気を加振できる。

また、第７図に示す第３の実施例のように、加
振器２３を、波状器を有しない平板状の振動膜８
１と、この振動膜８１の弾性的に支持するコイル
ばね８４とで形成することも可能である。

上記第６図および第７図の実施例では、加振器
２３の位置および吸気通路１７の形状を適切に設
定すると、加振器２３が電気回路のトランジスタ
のような増幅作用を発揮して、吸気通路１７内の
気体を強く加振することが期待できる。

つぎに、この発明を４サイクルのガソリンエン
ジンについて実施した場合の例を第８図に示す。

第８図において、吸気ポートINは吸気弁９１
で開閉され、排気ポートEXは排気弁９２で開閉
される。吸気通路１７には、この発明のタイミン
グバルブ２１、およびボイスモータからなる加振
器２３が設けられている。センサ９３はタイミン
グバルブ２１の回転軸２９の回転角度を検出して
おり、その検出信号を受けて駆動装置２７が作動
し、加振器２３の加振タイミングを決定する。

一方、上記タイミングバルブ２１の開閉タイミ
ングは、第２図に示したのと同様なバルブ制御装
置３５により制御され、後述する吸気通路１７の
開放時間Ｔ１を一定にする。上記タイミングバル
ブ２１の開閉および加振器２３の作動のタイミン
グを、第９図に示す。

第９図は４サイクルのガソリンエンジンとして
は高回転である6000rpmの場合を示しており、こ
れよりも低回転の領域でも、以下に述べる作用は
同一である。第９図から明らかなように、タイミ
ングバルブ２１は、吸気ポートINよりも時間的
に遅れて開放および閉鎖がなされる。したがつ
て、吸気通路１７の開放時間Ｔ１は、タイミング
バルブ２１の開放時点２１_Oから吸気ポートINの
閉鎖時点I_Cまでの時間である。

一方、加振器２３（第８図）により、吸気通路
１７の圧力脈動の固有振動数に合致した振動数の
加振パルスPu1が、タイミングバルブ２１の開放
時点２１_Oで、つまり、吸気通路１７の開放タイ
ミングで、１つ（１周期分）発生する。上記タイ
ミングバルブ２１の開放時点２１_Oは、第８図の
タイミングバルブ２１の回転軸２９の回転角度で
見れば常に一定であるから、センサ９３による上
記回転軸２９の回転角度の検出信号に基づいて、
駆動装置２７によつて加振器２３を駆動し、常に
上記タイミングバルブ２１の開放時点２１_Oで上
記加振パルスPu1を発生させることができる。こ
の加振パルスPu1により、吸気ポートINの開放時
点I_Oで自然発生しようとしている固有振動数の圧
力波Ｐ１を増幅して、強い圧力波Ｐ１０を生成
し、この圧力波Ｐ１０の強い正圧部分（上側）に
より、吸気を第８図の吸気ポートINから、燃焼
室６２内へ押し込める。したがつて、充填率が向
上する。

ここで、上記開放時間Ｔ１は、上記圧力波Ｐ１
０の１周期分に相当する一定時間に設定されてい
る。したがつて、圧力波Ｐ１０の１周期半目の斜
線で示す負圧部分７１がカツトされるので、この
負圧部分７１による吸気の逆流のおそれがなくな
り、充填率が一層向上する。

また、タイミングバルブ２１を吸気ポートIN
よりも遅れて開放しているので、つぎの効果があ
る。すなわち、吸入行程の始まりとともに、第８
図のピストン１３の下降により発生する吸入負圧
が徐々に増大するのであるが、この吸入負圧が十
分に大きくなつた吸入行程の途中で、タイミング
バルブ２１により吸気通路１７が開放されるか
ら、吸気が勢いよく燃焼室６２に入るので、上記
したタイミングバルブ２１による圧力波Ｐ１０の
余分な部分のカツト、および加振器２３による加
勢と相まつて、吸気の充填率が大幅に向上する。

なお、この第８図および第９図に示した実施例
の場合にも、第５図に示した２サイクルの場合と
同様に、吸気通路１７の開放時間Ｔ１を、圧力波
Ｐ１０の１周期よりも長く設定することが可能で
ある。

［発明の効果］以上説明したように、この発明によれば、エン
ジン回転数の変化にかかわらず、気体通路がその
圧力振動の固有振動数に対応した一定時間だけ開
放されるから、すべての回転領域において、吸気
の逆流、新気の無駄な流出、排気の滞留等を防止
できるので、吸気効率または排気効率を向上させ
て、エンジンの出力および熱効率を向上させるこ
とができる。

また、加振器により、上記固有振動数に合致し
た加振パルスが気体通路内に発生するから、低回
転領域においても、強い圧力波が得られて、上記
した吸気効率や排気効率が大幅に向上する。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの発明の第１の実施例を示す縦断面
図、第２図は同実施例を示す平面断面図、第３図
は同実施例の位相調整装置を示す縦断面図、第４
図は同実施例の作動を示す特性図、第５図は同実
施例において吸気通路および排気通路の開放時間
が異なる場合の作動を示す特性図、第６図は第２
の実施例を示す縦断面図、第７図は第３の実施例
の要部を示す縦断面図、第８図は第４の実施例を
示す縦断面図、第９図は同実施例の作動を示す特
性図、第１０図は従来例の作動を示す特性図、第
１１図は他の従来例の作動を示す特性図である。１７……吸気通路、１８……排気通路、２１，
２２……タイミングバルブ、２３，２４……加振
器、２７，８２……駆動装置、３５……バルブ制
御装置、Ｔ１……吸気通路の開放時間、Ｔ２……
排気通路の開放時間。

Claims

【特許請求の範囲】１気体通路を構成する吸気通路及び排気通路
と、上記吸気通路及び排気通路のうちの少なくとも
一方に設けられたタイミングバルブと、エンジンの回転数変化にかかわらず、気体通路
をその圧力脈動の固有振動数に対応した一定時間
だけ開放するように上記タイミングバルブの開閉
タイミングを制御するバルブ制御装置と、上記タイミングバルブを備えた気体通路に設け
れらて、気体通路の上記固有振動数に合致した振
動数で気体を加振する加振器と、この加振器を気体通路が開放されるタイミング
に合わせて駆動する駆動装置とを備えてなる気体
の慣性を利用したエンジン。２吸気側のタイミングバルブは、吸気通路を開
放する一定の開放時間が吸気通路の圧力脈動の固
有振動数の１周期に合致するように開閉される特
許請求の範囲第１項記載の気体の慣性を利用した
エンジン。３２サイクルエンジンにおける排気側のタイミ
ングバルブは、排気通路を開放する一定の開放時
間が排気通路の圧力脈動の固有振動数の１周期半
に合致するように開閉される特許請求の範囲第１
項または第２項記載の気体の慣性を利用したエン
ジン。