JPH07317545A

JPH07317545A - 過給機を備えた２サイクル内燃機関

Info

Publication number: JPH07317545A
Application number: JP6107140A
Authority: JP
Inventors: Tatsuyuki Masuda; 達之桝田
Original assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Current assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Priority date: 1994-05-20
Filing date: 1994-05-20
Publication date: 1995-12-05

Abstract

(57)【要約】【目的】低速から高速にわたる広い運転領域で安定し
た高いエンジン性能が得られる過給機を備えた２サイク
ル内燃機関を提供する。【構成】排気ガスにより回転駆動される過給機３０を
備えた２サイクル内燃機関１を構成する場合に、圧縮比
を変化させる圧縮比可変バルブ６１（圧縮比可変手段）
と、高速運転域のときに圧縮比を下げるように上記圧縮
比可変手段を制御するＥＣＵ３９（圧縮比制御手段）と
を設ける。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、排気ガスにより回転駆
動される過給機を備えた２サイクル内燃機関に関する。

【０００２】

【従来の技術】２サイクル内燃機関において出力の向上
を図るために排気タービンにより回転駆動され、空気を
燃焼室に過給する過給機を備える場合がある（例えば、
特願昭５８−９２３４０号参照）。このような過給機を
備えるにあたっては、従来、過給効率，応答性等の向上
を図る観点からエンジン特性に対応したターボ径を設定
するのが一般的である。例えば、低・中速域に対応した
比較的小径のターボを採用したり、中・高速域に対応し
た中径，あるいは大径のターボを採用したりしている。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら上記従来
のターボ径の選択による方法では、低速から高速の全域
にわたって安定した高いエンジン性能を得ることは困難
である。即ち、排気タービンの特性上、小径ターボに設
定した場合、低速域での立ち上がりは良いものの高速域
ではサチレートして過給効率が低下し、また大径ターボ
に設定すると低・中速域での過給効率が低下して充分な
過給ができない。

【０００４】本発明は、上記実情に鑑みてなされたもの
で、低速から高速の広域で安定した高いエンジン性能が
得られる過給機を備えた２サイクル内燃機関を提供する
ことを目的としている。

【０００５】

【課題を解決するための手段】請求項１の発明は、排気
ガスにより回転駆動される過給機を備えた２サイクル内
燃機関において、気筒内の圧縮比を変化させる圧縮比可
変手段と、高速回転域では圧縮比を下げるよう上記圧縮
比可変手段を制御する圧縮比制御手段とを備えたことを
特徴としている。

【０００６】また請求項２の発明は、上記圧縮比制御手
段が、さらに低速回転域では圧縮比を上げるように上記
圧縮比可変手段を制御することを特徴としている。

【０００７】請求項３の発明は、排気ガスにより回転駆
動される過給機を備えた２サイクル内燃機関において、
排気タイミングを変化させる排気タイミング可変手段
と、高速回転域では排気タイミングを早めるように上記
排気タイミング可変手段を制御する排気タイミング制御
手段とを備えたことを特徴としている。

【０００８】請求項４の発明は、上記排気タイミング制
御手段が、さらに低速回転域では排気タイミングを遅ら
せるように上記排気タイミング可変手段を制御すること
を特徴としている。

【０００９】

【作用】請求項１の発明に係る過給機を備えた２サイク
ル内燃機関によれば、高速回転域では圧縮比を下げるよ
うにしたので、ポンピング損失が減少し、また排気タイ
ミングが早まり、高エネルギーの排気ガスが過給機に供
給され、中・高速域での過給効率を向上できる。よって
小径ターボを採用した場合の中高速域での過給効率のサ
チレートを回避しながら低速域での過給効率の向上を図
ることができ、ひいては低速から高速までの広域にわた
って安定した高いエンジン性能が得られる。

【００１０】また請求項２の発明によれば、低速回転域
では圧縮比を上げるようにしたのでノッキング不整燃焼
が防止されるとともに各燃焼サイクル毎に確実に排気ガ
スが過給機に供給され、低速域における過給効率を向上
できる。これにより大径ターボを採用した場合の低速域
での出力低下を抑制しながら中高速域での過給効率の向
上を図ることができ、広い運転領域にわたって高いエン
ジン性能が得られる。

【００１１】請求項３の発明に係る過給機を備えた２サ
イクル内燃機関によれば、高速回転域では排気タイミン
グを早めるようにしたので、圧力の高い，流速の速い排
気ガスが排出され、この高エネルギーの排気ガスが排気
タービンを回転させることからそれだけ過給圧が上昇
し、中・高速域での過給効率を向上できる。このため小
径タービンを採用した場合の中高速域での過給効率のサ
チレートを補いながら低速域での過給効率を確保でき、
ひいては低速から高速までの広域にわたって安定した高
いエンジン性能が得られるとともに、エンジン全体のコ
ンパク化に対応できる。

【００１２】また、高速域で排気タイミングを早めるの
で、掃気・排気を確実に行うことができ、排気ガスが次
行程の新気に混じることによる出力低下を回避できる。

【００１３】請求項４の発明では、さらに低速回転域で
は排気タイミングを遅らせるようにしたので、排気ガス
温度，圧力の低下にともなって過給圧が低下することと
なるが、排気タイミングを遅らせた分だけピストンに燃
焼ガスが長く作用することから、低速時の出力低下を抑
制できる。これにより大径ターボを採用した場合の低速
域での出力低下を抑制しながら中高速域での過給効率の
向上を図ることができ、ひいては低速から高速の広域に
わたってエンジン性能を向上できる。

【００１４】

【実施例】以下、本発明の実施例を図に基づいて説明す
る。図１ないし図５は請求項１，２の発明の第１実施例
による過給機を備えた２サイクル内燃機関を説明するた
めの図であり、本実施例ではディーゼルエンジンに適用
した場合を例にとって説明する。

【００１５】図において、５０は水冷式並列３気筒２サ
イクルディーゼルエンジンであり、該エンジン５０のシ
リンダブロック２の下側合面２ａにはクランクケース３
が取付けられ、シリンダブロック２の下部とクランクケ
ース３とで各気筒毎のクランク室４が３組構成されてい
る。また上記シリンダブロック２の上側合面２ｂにはシ
リンダヘッド５１が載置され、ヘッドボルト６によって
締結固定されている。

【００１６】上記シリンダヘッド５１の合面５１ａ側部
分には、主燃焼室５２に開口する円筒状のプラグ保持孔
５３が形成され、該保持孔５３にはホットプラグ５４が
挿入固定されている。該ホットプラグ５４の燃焼凹部５
４ａとヘッド側燃焼凹部５１ｂとで副燃焼室５５が形成
されており、該副燃焼室５５は連通孔５４ｂで上記主燃
焼室５２に連通している。また上記副燃焼室５５にはイ
ンジェクタ５６ａ，グロープラグ５６ｂが挿入されてい
る。

【００１７】上記シリンダブロック２には３つのシリン
ダボア２ｃが並列に形成されており、該各シリンダボア
２ｃ内にはピストン９が摺動自在に挿入配置されてい
る。このピストン９にはコンロッド１０の小端部１０ａ
がピストンピン１１，ニードル軸受１２を介して連結さ
れており、該コンロッド１０の大端部１０ｂはクランク
軸１３のクランクピン１３ａにニードル軸受１４を介し
て連結されている。

【００１８】上記クランクケース３の下面には、吸気開
口３ａが上記各クランク室４に連通するように３組形成
されており、該各吸気開口３ａには蓄圧室を兼ねたサイ
レンサとしての吸気マニホールド１６ａが接続されてい
る。この吸気マニホールド１６ａの合流部には吸気管１
６ｂが接続されており、該吸気管１６ｂの上流端にはエ
アクリーナ１７が接続されている。

【００１９】上記各吸気開口３ａには逆止弁としてのリ
ードバルブ１８が配設されている。このリードバルブ１
８は、バルブボディ１８ａに形成された開口１８ｂを弁
板１８ｃによって開閉する構造のものである。このリー
ドバルブ１８は、上記ピストン９の上昇によってクラン
ク室４内が吸気マニホールド１６ａより低い圧になると
自動的に開いて空気をクランク室４内に導入し、下降に
よってクランク室４内が吸気マニホールド１６ａより高
圧になると閉じて空気の吹き返しを防止する。

【００２０】また上記シリンダブロック２のスカート部
には掃気調整開口２ｄが上記各クランク室４に連通する
ように形成されている。該各掃気調整開口２ｄには３つ
のクランク室４に共通の掃気チャンバ１９が接続されて
おり、該掃気チャンバ１９の各接続開口は掃気制御弁１
９ａで開閉可能になっている。

【００２１】上記掃気制御弁１９ａは、図３に示すよう
に、弁軸２０ａに３枚の弁板２０ｂを固定したものであ
り、該弁軸２０ａは一対のベベルギヤ２１を介してステ
ッピングモータ２２で回転駆動される。これにより上記
各弁板２０ｂが上記各掃気調整開口２ｄを同時に開閉す
る。また上記ステッピングモータ２２は、ＥＣＵ２３に
よって、エンジンの運転状態（エンジン回転数，燃料噴
射量，アクセル開度等）に基づいて開閉制御される。

【００２２】例えば上記掃気制御弁１９ａを開くと、各
クランク室４に掃気チャンバ１９が連通してクランク室
容積が実質的に拡大され、そのため掃気圧が低下して吸
入空気量が減少し、内部ＥＧＲガスが増加して燃焼温度
が低下する。また上記掃気制御弁１９ａを閉じると通常
のクランク室容積となり、掃気が充分に行われる。

【００２３】上記シリンダブロック２の各気筒毎の排気
ポート６０は、主排気口６０ａをシリンダ外部接続口に
導出する主排気ポート６０ｂと、上記主排気口６０ａの
上側に開口する一対の副排気口６０ｃを外部に導出し、
途中で上記主排気ポート６０ｂに合流する副排気ポート
６０ｄとで構成されている。なお、図示していないが、
上記排気ポート６０の下流側には排気ガスを浄化する触
媒が介設されている。

【００２４】上記シリンダブロック２の排気ポート６０
の両隣には、一対の主掃気口２８ａが、また上記排気ポ
ート６０との対向位置には対向掃気口２８ｂがそれぞれ
形成されており、これらの各掃気口２８ａ，２８ｂは掃
気ポート２８ｃを介して各気筒用クランク室４に連通し
ている。

【００２５】また上記シリンダブロック２には、ピスト
ン摺動面に潤滑油を供給するためのオイル孔２ｅ，２ｆ
が各気筒毎に形成されている。この両オイル孔２ｅ，２
ｆはクランク軸１３方向と直角方向にシリンダブロック
２の壁面を貫通しており、下死点に位置するピストン９
の第１，第２ピストンリング間で、かつ上記排気ポート
６０の下方に位置している。そして上記各オイル孔２
ｅ，２ｆはオイル供給通路２９ａを介して潤滑油ポンプ
２９ｂに接続され、該ポンプ２９ｂはＥＣＵ２３によ
り、例えば高負荷・高速回転域では潤滑油を増量するよ
う運転制御される。なお、上記潤滑油ポンプ２９ｂから
の潤滑油はクランク軸１３のジャーナル軸受１３ｂにも
供給される。

【００２６】上記エンジン１は過給機３０を備えてい
る。この過給機３０は排気管２６ｂの途中に介設された
タービンハウジング３１ａと、吸気管１６ｂの途中に介
設されたコンプレッサハウジング３１ｂとを一体形成
し、該タービンハウジング３１ａ内に排気タービン３２
を、上記コンプレッサハウジング３１ｂ内にコンプレッ
サ３３をそれぞれ回転自在に配設した構造となってお
り、排気タービン３２とコンプレッサ３３とはシャフト
３４で結合されている。また上記吸気管１６ｂの過給機
３０より下流側には水冷式，又は空冷式のインタクーラ
３５が介設されている。

【００２７】ここで、上記リードバルブ１８は、上記過
給機３０の吸気管１６ｂ下流側で、かつクランク室４に
連通する吸気開口３ａに配置されており、上記インジェ
クタ８ｂ，及びオイル孔２ｅ，２ｆはリードバルブ１８
の下流側に配置されている。これにより吹き返し，過給
圧の低下によって給気が過給機３０に流入するのを防止
している。

【００２８】上記シリンダブロック２の副排気ポート６
０ｄにはこれを開閉する圧縮比可変バルブ６１が挿入配
置されている。この圧縮比可変バルブ６１には歯車列等
を介して駆動モータ６２が接続されており、該モータ６
２はＥＣＵ６３により運転制御される。このＥＣＵ６３
は、上記スロットル開度，エンジン回転数等の運転状態
に応じて上記圧縮比可変バルブ６１の回動角度を制御す
る。即ち、低速回転域では上記圧縮比可変バルブ６１を
全閉位置に、高速回転域では全開位置に回動させる。こ
の圧縮比可変バルブ６１を開いた場合の圧縮比はピスト
ン９の頂面が副排気口６０ｃの上縁に位置した時点での
主燃焼室５２の容積で決定され、上記圧縮比可変バルブ
６１を閉じた場合より低くなる。

【００２９】次に本実施例の作用効果について説明す
る。図４，図５は、圧縮比可変バルブ６１の制御動作を
説明するための３次元マップである。図において、領域
はエンジン低速回転域（概ねアイドル回転付近ないし
これより若干高回転域）を示し、この回転域では圧縮比
可変バルブ６１の開度は燃料噴射量ｑの如何に関わらず
全域で全閉となっている。なお、燃料噴射量ｑは図４の
軸トルク（負荷）に対応している

【００３０】また領域，は中，高速回転域を、は
途中開度領域をそれぞれ示す。中速回転から高速回転に
なるほど圧縮比可変バルブ６１の全閉域が徐々に低燃料
噴射量域側まで及んでいることが判る。換言すれば燃料
噴射量が多い（高負荷）ほどエンジン回転数が低くても
圧縮比可変バルブ６１を開き、エンジン回転数が高くな
るほど圧縮比可変バルブ６１の全開域が拡大している。
なお、領域は上記燃料噴射量ｑが０、即ちアクセル開
度が０のいわゆるエンジンブレーキ作動状態を示してお
り、この運転領域では圧縮比可変バルブ６１はエンジン
回転数の如何に関わらず全閉となる。上記領域で示さ
れる運転領域では、圧縮比可変バルブ６１は全開とな
る。また上記領域，で示される運転域では、圧縮比
可変バルブ６１は全閉となる。

【００３１】このように本実施例によれば、低速回転域
では圧縮比可変バルブ６１を閉じて圧縮比を上げ、また
高速域では圧縮比可変バルブ６１を開いて圧縮比を下げ
るようにしている。まず低速域において圧縮比を上げる
ことにより、圧縮後の温度を上昇させることができる。
このため噴射された燃料は気化し易く自己着火遅れが少
なくなり、ノッキングの発生を防止できる。また自己着
火しないままに終わり失火することによる不整燃焼の発
生を防止できる。不整燃焼が発生しないということは、
直接的にエンジン性能が向上するのみでなく、燃焼サイ
クル毎に確実に排気ガスを過給機に供給することにな
り、低速域における過給効率を向上できる。

【００３２】さらに、高速域において圧縮比を下げるよ
うにしているので、ポンピング損失を減少でき、エンジ
ン性能が向上する。また、圧縮比低下に伴い排気タイミ
ングが早まる分、高エネルギーの排気ガスを過給機に供
給可能となり、低速域における過給効率を向上できる。

【００３３】また圧縮比可変バルブ６１を全開とした場
合は、排気タイミングが早くなることから、高い圧力，
速い流速でもって排気ガスが排出され、この高エネルギ
ーの排気ガスが排気タービンを回転駆動することとな
り、それだけ過給圧が上昇して過給効率を向上できる。

【００３４】さらにまた圧縮比可変バルブ６１を全閉と
した場合は、排気タイミングが遅くなる分だけ、排気ガ
スエネルギーが小さくなり、過給圧が低下することとな
る。しかし、排気タイミングが遅くなる分だけ燃焼ガス
のピストンに作用する時間が長くなり、低速時の出力低
下を抑制できる。

【００３５】なお、２サイクルガソリンエンジンにおい
て圧縮比可変バルブ６１を採用することも可能である。
ガソリンエンジンでは自己着火遅れによるノッキングの
発生はないが、圧縮後の混合気温度が低いことにより点
火プラグで点火しても未着火、即ち失火が起こり不整燃
焼が発生する。この問題を解消するためには、２サイク
ルガソリンエンジンにおいても圧縮比可変バルブ６１に
より低速回転域では圧縮比可変バルブ６１を閉じて圧縮
比を上げ、また高速域では圧縮比可変バルブ６１を開い
て圧縮比を下げるようにすることが有効である。これに
より不整燃焼を減らすことができ低速域における過給効
率を向上できるとともに、高速域においてポンピング損
失を減少し、且つ圧縮比が高い場合に発生するノッキン
グの発生も防止できる。即ち、この場合でも、低速域か
ら高速域から高速までの広域にわたって安定した高いエ
ンジン性能が得られる。

【００３６】図６〜８は、請求項３，４の発明の第２実
施例による過給機を備えた２サイクル内燃機関を説明す
るための図であり、本実施例はガソリンエンジンに適用
した例である。図中、図１〜５と同一符号は同一又は相
当部分を示す。

【００３７】本実施例の２サイクルガソリンエンジン１
は、シリンダブロック２の下側にクランクケース３を、
上側にシリンダヘッド５を締結してなり、基本的構造は
図１，２，３で示される上記第１実施例と略同様である
ので詳細な説明は省略する。

【００３８】上記シリンダヘッド５の下面の各気筒に対
向する部分には燃焼室７を構成する燃焼凹部５ａが凹設
されており、該凹部５ａ内には点火プラグ８ａ，及び燃
料噴射装置のインジェクタ８ｂが挿入されている。

【００３９】また上記シリンダブロック２の上部には、
各気筒毎に１組の排気ポート２５が形成されており、該
各排気ポート２５には排気マニホールド２６ａが接続さ
れている。この排気マニホールド２６の合流部には排気
管２６ｂが接続されており、該排気管２６ｂの下流端に
はマフラ２７が接続されている。

【００４０】また上記排気ポート２５の開口上壁部には
排気タイミング可変手段としての排気可変バルブ３７が
配設されている。この排気可変バルブ３７は上記シリン
ダブロック２の各排気ポート２５をクランク軸方向に横
切るように挿入配置されている。上記排気可変バルブ３
７は、丸棒の一部を切り欠くことにより大略円弧状の弁
部３７ａを形成してなるもので、この弁部３７ａが排気
ポート２５の天壁内に没入して該排気ポート２５内面と
面一となる全開位置（図１の実線参照）と、上記弁部３
７ａが突出して排気ポート２５開口を若干絞り込む全閉
位置（図１の破線参照）との間で回動するようになって
いる。

【００４１】上記排気可変バルブ３７の外方突出端部に
は図示しない駆動プーリ，又は歯車列を介して駆動モー
タ３８が連結されており、該モータ３８はＥＣＵ３９に
より運転制御される。このＥＣＵ３９は、内蔵する制御
マップに基づいてスロットル開度，エンジン回転数等の
運転状態に応じて上記排気可変バルブ３７の回動角度を
制御する。

【００４２】図７，図８は、排気可変バルブの制御動作
を説明するための３次元マップである。図において、領
域はエンジン低速回転域（概ねアイドル回転付近ない
しこれより若干高回転域）を示し、この回転域では排気
可変バルブの開度は燃料噴射量ｑの如何に関わらず全域
で全閉となっている。なお、燃料噴射量ｑは図７の軸ト
ルク（負荷）に対応している

【００４３】また領域，は中，高速回転域を、は
途中開度領域をそれぞれ示す。中速回転から高速回転に
なるほど排気可変バルブの全閉域が徐々に低燃料噴射量
域側まで及んでいることが判る。換言すれば燃料噴射量
が多い（高負荷）ほどエンジン回転数が低くても排気可
変バルブを開き、エンジン回転数が高くなるほど排気可
変バルブの全開域が拡大している。なお、領域は上記
燃料噴射量ｑが０、即ちアクセル開度が０のいわゆるエ
ンジンブレーキ作動状態を示しており、この運転領域で
は排気可変バルブはエンジン回転数の如何に関わらず全
閉となる。

【００４４】上記領域で示される運転領域では、排気
可変バルブは全開となる。これにより排気タイミングが
早くなることから、高い圧力，速い流速でもって排気ガ
スが排出され、この高エネルギーの排気ガスが排気ター
ビンを回転駆動することとなり、それだけ過給圧が上昇
して過給効率を向上できる。

【００４５】また上記領域，で示される運転域で
は、排気可変バルブは全閉となる。これにより排気タイ
ミングが遅くなる分だけ、排気ガスエネルギーが小さく
なり、過給圧が低下することとなる。しかし、排気タイ
ミングが遅くなる分だけ燃焼ガスのピストンに作用する
時間が長くなり、低速時の出力低下を抑制できる。

【００４６】このように本実施例によれば、高速運転域
では排気可変バルブ３７を全開にして排気タイミングを
早くし、低速運転域では全閉にして排気タイミングを遅
らせたので、高速域での過給効率の向上を図りながら、
低速域での出力低下を抑制できる。また高速域では、排
気タイミングを早めたことから圧縮比が低下し、異常燃
焼によるノッキングの発生を防止できる。その結果、低
速から高速までの広い運転領域にわたって安定した高い
エンジン性能が得られる。また小径ターボの採用を採用
した場合の中高速域での過給効率のサチレートを抑制し
ながら、ターボ径が小さい分だけエンジン全体のコンパ
クト化に貢献できる。

【００４７】また高速域で排気タイミングを早めること
により掃気・排気を確実に行うことができ、排気ガスが
次行程の新気に混じることによる出力低下を回避でき
る。

【００４８】なお、上記各実施例では、エンジン回転
数，スロットル開度により圧縮比可変バルブ６１，排気
可変バルブ３７を開閉制御したが、過給圧により直接
的，又は補助的に排気可変バルブの開閉制御を行っても
よい。

【００４９】

【発明の効果】以上のように請求項１の発明によれば、
高速運転域では圧縮比を下げるようにしたので、ポンピ
ング損失を減少できエンジン性能が向上する効果があ
る。また、圧縮比低下に伴って排気タイミングが早ま
り、それだけ高エネルギーの排気ガスを過給機に供給で
き、過給効率を向上できる効果がある。

【００５０】また請求項２の発明によれば、低速運転域
では圧縮比を上げるようにしたので、不整燃焼を減少で
き、その分過給効率を向上できる。これにより広い運転
領域にわたって高いエンジン性能が得られる効果があ
る。

【００５１】請求項３の発明に係る過給機を備えた２サ
イクル内燃機関によれば、高速回転域では排気タイミン
グを早めるようにしたので、高い排気ガス圧でもって過
給圧が上昇し、高速域での過給効率を向上でき、ひいて
は低速から高速までの広域にわたって安定した高いエン
ジン性能が得られるとともに、エンジン全体のコンパク
化に貢献できる効果がある。

【００５２】請求項４の発明では、低速回転域では排気
タイミングを遅らせるようにしたので、燃焼ガスのピス
トンに作用する時間が長くなり、これにより過給圧低下
による出力低下を抑制でき、広域におけるエンジン性能
を向上できる効果がある。

【図面の簡単な説明】

【図１】請求項１，２の発明の第１実施例による過給機
を備えた２サイクルディーゼルエンジンの断面正面図で
ある。

【図２】上記第１実施例エンジンの概略構成図である。

【図３】図１のIII-III 線断面図である。

【図４】上記第１実施例エンジンの制御動作を説明する
ためのエンジン回転数−軸トルク特性図である。

【図５】上記第１実施例エンジンの３次元マップの内容
を示すエンジン回転数−燃料噴射量−圧縮比可変バルブ
開度特性図である。

【図６】請求項３，４の発明の第２実施例による過給機
を備えた２サイクルガソリンエンジンの断面正面図であ
る。

【図７】上記第２実施例の制御動作を説明するためのエ
ンジン回転数−軸トルク特性図である。

【図８】上記第２実施例の制御動作を説明するためのエ
ンジン回転数−燃料噴射量−排気可変バルブ開度特性図
である。

【符号の説明】

１，５０２サイクル内燃機関３０過給機３７排気可変バルブ（排気タイミング可変
手段）３９ＥＣＵ（排気タイミング制御手段）６１圧縮比可変バルブ（圧縮比可変手段）６３ＥＣＵ（圧縮比制御手段）

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】排気ガスにより回転駆動される過給機を
備えた２サイクル内燃機関において、気筒内の圧縮比を
変化させる圧縮比可変手段と、高速回転域では圧縮比を
下げるように上記圧縮比可変手段を制御する圧縮比制御
手段とを備えたことを特徴とする過給機を備えた２サイ
クル内燃機関。
【請求項２】請求項１において、上記圧縮比制御手段
が、低速回転域では圧縮比を上げるように上記圧縮比可
変手段を制御することを特徴とする過給機を備えた２サ
イクル内燃機関。
【請求項３】排気ガスにより回転駆動される過給機を
備えた２サイクル内燃機関において、排気タイミングを
変化させる排気タイミング可変手段と、高速回転域では
排気タイミングを早めるように上記排気タイミング可変
手段を制御する排気タイミング制御手段とを備えたこと
を特徴とする過給機を備えた２サイクル内燃機関。
【請求項４】請求項３において、上記排気タイミング
制御手段が、低速回転域では排気タイミングを遅らせる
ように上記排気タイミング可変手段を制御することを特
徴とする過給機を備えた２サイクル内燃機関。