JPH09505654A

JPH09505654A - 空気掃気熱機関の運転を改良する方法とこの方法を実施する熱機関

Info

Publication number: JPH09505654A
Application number: JP7514870A
Authority: JP
Inventors: キュルティル，レミ
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1993-11-22
Filing date: 1994-11-18
Publication date: 1997-06-03
Also published as: FR2712922B1; WO1995014853A1; US5819693A; KR100306041B1; KR960706016A; CN1059949C; DE69405247D1; EP0730706A1; DE69405247T2; FR2712922A1; EP0730706B1; ES2108557T3; CN1135784A

Abstract

(57)【要約】排気管（１ｅ…４ｅ）うちの圧力が実質的な振幅を持つ時間による変動を受けるように、若干の数のシリンダ（２，３：１，４）を同じ排ガスマニホルド（８，１０）に寄せ集め、吸込弁（５）及び排気弁（６）が同時に開いている間に、与えられたエンジン速度範囲で前記排気管内の低い瞬時排気圧力の位相（２８）により、吸込管（１ａ）／前記シリンダ（１）／前記排気管（１ｅ）を掃気することができるように、シリンダ（１）の排気弁（６）を、このシリンダの吸入中又はその充てん中に（すなわち下死点の付近で）開く方法を提供する。他のシリンダにより生ずる高い瞬時排気圧力の位相（２９）は、前記吸入弁（５）が閉じた後に、かつ前記排気弁（６）がなお開いている間に、前記排気管（１ｅ）内に前もつて貯えられた空気（Ａ）で前記シリンダ（１）を後給気するのに使用される。前記与えられたエンジン速度範囲以上のエンジン速度では排気ガスにより前記シリンダ（１）の後給気が実際上行われないように、タービン（Ｔ）の寸法を選定する。

Description

【発明の詳細な説明】発明の名称空気掃気熱機関の運転を改良する方法とこの方法を実施する熱機関技術分野本発明は、主として排気タービン過給機（turbocharger）により過給され、空気により掃気される内燃機関（熱機関）の運転を改良する方法に係わる。ことに本発明は、各シリンダを空気で掃気するディーゼルエンジンに関する。しかし本発明は又、シリンダ内に燃料（又はガス）の直接噴射を行う石油エンジン（又はガスエンジンにも）に係わる。背景技術ＦＲ−Ａ−２，４４８，０３２号明細書は、排気マニホルド内の圧力がほぼ一定の過給４サイクル・ディーゼルエンジンに係わる。この明細書によれば、過給空気圧力とシリンダの排気口の背圧との間の関係の自然の展開の利用は、とくに排気マニホルド内のできるだけ一定にした瞬時マニホルド圧力曲線、すなわち平均圧力に比べて圧力変動が小さいままである曲線に依存する。この場合排気マニホルド内の最高瞬時圧力がブースト圧力を確実に越えないように注意を拡い、弁重なり時限中にわずかな逆流掃気が許容できる極めて低い負荷時を除いて、シリンダの掃気が妨げられないようにする。高出力の工業用エンジン（この場合多数のシリンダが排気タービン過給機のタービン入口に送給する単一のマニホルドに連結してある）ではよく知られているこの種の一定圧力の排気マニホルドには、２つの実施例、 −シリンダ内径に対し同様な又は一層大きい大きさを持つ極めて大きい直径のマニホルドを使うことによる実施例と、 −各シリンダの出口に振動変換器（pulse converter）を位置させて脈動の圧力エネルギーを速度に変換することにより脈動の流れを制限しこのようにして瞬時圧力変動が同じマニホルドに連結した互いに異なるシリンダの掃気を弱めることがないように充分に弱い比較的小さい横断面積を持つマニホルドの使用ができる実施例とを持つ。しかし圧力変動又は「脈動」が排気マニホルド内に生ずる「衝撃」又は「脈動」の変換システムを持つエンジンの場合にＦＲ−Ａ−２，４４８，０３２号明細書に記載してある特徴を持つ実施例が考えられる（第１１頁第２４行ないし第１２頁第２行参照）。この実施例は、各脈動間の時間間隔が十分に長い場合に対して提案されている。すなわち排気マニホルドに脈動圧力を生ずるエンジンに対する実施例では、脈動に対応する圧力変動により生ずる摂動を避けるのに各脈動圧力間の時間間隔を利用する必要がある。これに反してＦＲ−Ａ−２，４４８，０３２号明細書とは全く異なる研究に基づく本発明は、排気マニホルド内の脈動すなわち若干の圧力変動の存在を利用することを目的とする。本発明は又、ただし比較的高いエンジン速度で望ましくない影響とくに排ガスによる後給気の影響を生じないで、低いエンジン速度でとくに有利な後給気効果を使い自動過給作用を誘起するように前記の脈動を利用することを目的とする。全部のエンジン速度で有効な排気タービン過給は、広い速度範囲及び低い動力出力を持つエンジンたとえば車両エンジンではなお一層難しいことが分っている。実際上このようなエンジンの排気タービン過給機は、これ等が寸法の小さいことによって効率が低い。このようなエンジン（車両エンジン又は類似の寸法のエンジン）では、低いエンジン速度における過給空気が不足になる障害を低減するように、２つの方法が開発されている。すなわち第１の方法は、タービン入口に位置し若干のブースト圧力限界値以上で開くがこの圧力が与えられた限界値を越えないようにしたバイパス弁［通常は排気ゲート弁（wastegate valve）と呼ばれる］を使う。この方法では極めて小さい流れ面積を持つタービンを使うことができ、高いエンジン速度では排気背圧を増大させることにより低いエンジン速度で比較的高いブースト圧力が得られる。第２の方法は、排気背圧を第１の方法におけるほど高い値までは増さないで低いエンジン速度で一層高いブースト圧力も得られる可変形状のタービンを使う。本発明の主な目的の１つは、エンジン寸法に関係なくこのエンジンが排気逃ゲート・バイパス及び／又は可変形状のタービンを持っていてもいなくても、とくに低いエンジン速度におけるエンジンの運転を改良することにある。本発明は、与えられたエンジン速度範囲内で排気管内の排気圧力変動又は排気脈動を利用し、吸入口からシリンダを経て排気口まで掃気作用を生じさせる低い瞬時排気圧力位相を使い、排気管内に前もって貯えた空気でシリンダに後給気するように高い瞬時排気圧力位相を使用する。排気タービン過給機は、前記した与えられた速度範囲より高いエンジン速度で排ガスによる「逆流掃気」（backflow scavenging）及び有害な「後給気」（post-charging）を避けるように選定してある。好適な与えられた速度範囲は低いエンジン速度の範囲であるが、排気タービン過給機は、有効な過給作用を確実にするのに十分な圧力を供給しない。すなわち本発明は主として排気タービン過給機により過給され、空気で掃気される内燃機関の運転を改良する方法において、排気管内の圧力が実質的な振幅を持つ時間による変動を受けるように若干の数のシリンダを同じ排ガスマニホルドに寄せ集め、前記吸込弁又は吸込口と前記排気弁とが同時に開いている間に与えられたエンジン速度範囲で前記排気管内の低い瞬時排気圧力の位相により、吸込管／前記シリンダ／前記排気管を掃気することができるように、シリンダの排気弁をこのシリンダの吸入中又はその充てん中に開き、他のシリンダにより生ずる高い瞬時排気圧力の位相は、前記吸込弁又は吸込口が閉じた後に、かつ前記排気弁がなお開いている間に、前記排気管内に前もって貯えられた空気で前記シリンダに後給気するのに使用され、前記与えられたエンジン速度範囲以上のエンジン速度では排気ガスにより前記シリンダの後給気が実際上行われないように、タービン（Ｔ）の寸法を選定することを特徴とする方法にある。後給気によりこのようにして得られる自動過給と排気管内の高い又低い瞬時圧力の位相の正しい利用とによりエンジンの効率及び運転を実質的に改良することができる。本発明は又、前記した方法を実施するようにした過給内燃機関に係わる。この内燃機関は、前記排気管内の圧力が、実質的な振幅を持つ時間による変動を受けるように、同じ排ガスマニホルドに連結され若干の数のシリンダを備え、前記吸込弁又は吸込口と前記排気弁とが同時に開いている間に与えられたエンジン速度範囲において前記排気管内に生ずる低い瞬時排気圧力の位相により、吸込管／前記シリンダ／前記排気管を掃気することができるように、シリンダの前記排気弁をこのシリンダの吸入又は充てん中に開く開き手段を備え、他のシリンダにより生ずる高い瞬時排気圧力の位相は、前記吸込弁又は吸込口が閉じた後に、かつ前記排気弁がなお開いている間に、前記排気管内に前もって貯えた空気で前記シリンダに後給気するのに使用され前記与えられたエンジン速度範囲以上のエンジン速度では排気ガスによる前記シリンダの後給気が実際上行われないようにタービンの寸法を選定したことを特徴とする。排気弁の閉鎖（この排気弁の開き揚程の終り）は、排気管内で圧力ピークに達する瞬間よりは早くなく前記の圧力ピークに達した後３０°クランク角よりは遅くないときに生ずる。吸込弁又は吸込口の閉鎖（この吸入弁の開き揚程終り）は、排気弁の開き揚程の終りに先だつ３０°ないし１０°のクランク角の間に生ずる。同じマニホルドに連結されたシリンダは、第１のシリンダが吸込行程の終り（「４サイクル」では吸込行程の終り、「２サイクル」では掃気位相の終り）にあるときに別のシリンダが排気行程の初めになるような点火間隔を持つ。排気マニホルドにこの別のシリンダにより生ずる「脈動」により第１のシリンダの後給気が確実に行われる。本発明は又、排気弁及び吸込弁又は吸込口を持つ２サイクル・エンジンにも応用できる。従って「給入口又は吸入弁」という用語は２サイクル・エンジン用の吸込弁及び吸込口のことである。この場合排気弁は、同じ排気マニホルドに連結した別のシリンダからの「脈動」を早期位相後に利用できるように吸込弁が閉じた後に開いたままになっている。実際上、２サイクル・エンジンと各サイクルでクランク角度で表わされ互いに等しく又はできるだけ一定にした点火間隔すなわち角度位相差を持つシリンダとに対する、同じ排気マニホルドの可能なシリンダ配置は次の通りである。 −１８０°の点火間隔を持つ２個のシリンダ −１２０°の点火間隔を持つ３個のシリンダ −９０°の点火間隔を持つ３個のシリンダ明らかに本発明は又４サイクル・エンジンにも応用できる。この場合排気弁は、吸込行程の開始後に通常閉じそして吸込行程の終りに下死点を越えてふたたび開く。排気弁を吸込行程の開始後に閉じる４サイクル・エンジンの場合には、排気弁を吸込行程の終り近くにすたたび開くのが有利である。従って４サイクル・エンジンで単一のタービン入口に通ずる同じ排気マニホルドの好適なシリンダ配置では、各サイクルにおいてクランク角度で表わされ互いに等しく又はできるだけ同じにした点火間隔又は角度位相差を持つこれ等のシリンダは次の通りである。 −３６０°の点火間隔を持つ２個のシリンダ −１８０°の点火間隔を持つ４個のシリンダ −１４４°の点火間隔を持つ５個のシリンダ −１２００の点火間隔を持つ６個のシリンダ −約１０３°の点火間隔を持つ７個のシリンダ実際上同じマニホルドのシリンダの個数が多くなるほど後給気効果が弱くなるが、単一のタービン入口に通ずる同じマニホルドに８個、９個又は１０個のシリンダを配置することができる。脈動の振幅が大きいほで後給気効果はそれだけ有効になる。脈動流の通るタービンの横断面積が小さいほど又マニホルドの容積を縮小するほど、それだけ脈動の振幅が大きくなる。これ等の２つの条件は、同じタービン入口に一層少数のシリンダを連結するときはそれだけ一層適応しやすくなる。前記した条件と共に本発明は添付図面について述べる実施例を使う以下の詳細な説明から明らかである。図面の簡単な説明第１図は本発明により作動する内燃機関を線図的に示す配置図である。第２図は従来の車両エンジンのような４サイクル排気タービン過給ディーゼル・エンジンと本発明によるエンジンとに対し回転速度の関数としてバールで表わした平均有効圧力の変化を表わす線図である。第３図は、同じ排気マニホルドの４シリンダ配置と単一のタービン入口とを持つ４サイクル排気タービン過給ディーゼル・エンジンに対する線図であり、タービンに送給する圧力の変動の上限及び下限を表わす２つの外側の鎖線曲線と共に実線により表わした、タービンに送給する平均排ガス圧力の変化と、破線により表わした、各シリンダの給入口の平均過給空気圧力の変化とを示し、バールで表わした圧力は縦座標で示しｒｐｍで表わした回転速度は横座標である。第４図は第３図の線図と同様であるが同じ排気マニホルドの６シリンダ配置と単一のタービン入口とを持つトラック・エンジン又は類似物のような過給４サイクル・エンジンに対する線図である。第５図は、同じ排気マニホルドに対する２シリンダ配置を持つ車両エンジンのような本発明による４サイクル・エンジンに対する図であり、下部部分では実線により吸込弁の揚程を又破線により排気弁の揚程をそれぞれ示し最高の揚程を持つ弁の最大揚程値による値として表わして縦軸に示し、上部部分では実線で表わした排気マニホルド内の瞬時圧力と、簡単化のために或る時間にわたり一定であるとし（わずかな変動を考慮して）横軸に平行な直線により表わした、各シリンダの吸込口における瞬時ブースト圧力と、各弁が開いている間の破線で表わしたシリンダ内の瞬時圧力との変化を示し、バールで表わした圧力は縦軸で示し、横軸は前記した通りであり全負荷で１５００ｒｐｍの低いエンジン速度で運転するエンジンに対し下部部分に示してある。第６図は同じ排気マニホルドの４シリンダ配置を持つ車両エンジンのような本発明による４サイクル・エンジンの全負荷１５００ｒｐｍにおける第５図の場合と同様な線図である。第７図は全負荷４０００ｒｐｍで運転する同じ内燃機関に対する第６図の場合と同様な線図である。第８図は同じ排気マニホルドの６シリンダ配置を持つ本発明によるトラック・エンジン又は類似物のような４サイクル過給エンジンの全負荷８００ｒｐｍにおける第５図の場合と同様な線図である。第９図は全負荷２２００ｒｐｍで運転する同じ内燃機関に対する第８図の場合と同様な線図である。第１０図は第８図及び第９図の線図により本発明の排気弁を作動するカムの正面図である。第１１図及び第１２図は１つ又は２つの排気マニホルドと１つ又は２つのタービン入口とを持つ４シリンダエンジンの可能なシリンダ配置を示す平面図である。第１３図及び第１４図はそれぞれ第１１図及び第１２図の場合と同様であり３個又は１個のタービン入口を持つ６シリンダ・エンジンの排気バニホルド構造を示す平面図である。第１５Ａ図及び第１５Ｂ図は口区域における排気管の上下方向軸断面図である。第１６図はマニホルドののど部の平面図である。第１７図は、タービン・ケーシングに組付けられ圧縮機出口からタービン入口及びその制御手段に過給空気をバイパスする弁の水平断面図である。第１８図は同じ排気マニホルドの２シリンダ配置を持つ２サイクルの同じ形式のエンジンの全負荷１５００ｒｐｍにおける第５図の場合と同様な線図である。第１９図は機械式圧縮機及び送風機を備えた、第１図のエンジンの変型の配置図である。第２０図は第１９図の機械式圧縮機を詳細に示す平面図である。第２１図は２個の「排気逃し」弁を持つ、第１６図に示したマニホルドののど部の変型の平面図である。第２２図は第２１図の弁の変型の平面図である。第２３図は、第２１図又は第２２図に示したマニホルドののど部を備えた、高いエンジン速度で作動する内燃機関に対し共に「排気逃し弁」を開いた状態で示す第７図の場合と同様な線図である。実施例第１図には４サイクル内燃ディーゼル・エンジン（以下単にエンジンと呼ぶ）Ｍを線図的に示してある。エンジンＭは、タービンＴとタービンＴの出力軸により機械的に駆動される圧縮機Ｃとを備えた排気タービン過給アセンブリにより過給する。エンジンＭは空気で掃気する。第１図の例ではエンジンＭは、簡略化して表わした４個のシリンダ１、２、３、４を備えている。シリンダ１は、吸込弁５及び排気弁６を線図的に表わして一層詳細に示してある。ピストン７は一部を示してある。シリンダ１と同様なシリンダ２、３、４は円により表示的に示してある。これ等のシリンダの排気管２ｅ、３ｅ、４ｅは線だけで表示してある。シリンダ１では吸込管１ａ及び排気管１ｅはそれぞれ表示線の延長部分と共に口区域で示してある。管２ｅ、３ｅは、タービンＴへの第１の入口９に連結した同じ排気マニホルド８に配置してある。管１ｅ、４ｅは、タービンＴへの他の入口１１に連結した他の排気マニホルド１０に配置してある。圧縮機Ｃへの入口１２はフィルタＦを経て大気空気を吸入する。圧縮機Ｃからの出口管は、シリンダの管１ａのような各吸込管は、配分する前に冷却器１４を通過する圧縮空気を送出す。エンジンＭが弁を持つ２サイクル・エンジンである場合には第１図は、始動時に又極めて低い負荷時に確実に掃気するようにした、第１図には示してない補助的な送風機を加えることにより変型を行ってもよい。この補助的な送風機は圧縮機Ｃの上流側又は冷却器１４の下流側に位置させればよい。第１図に示したエンジンが車両エンジンである場合には、この種のエンジンに排気タービン過給機で過給するのに通常行われているように一般にバイパス弁１５を設けてある。バイパス弁１５は、「排気ゲート弁」と呼ばれ圧縮機Ｃにより送出されるブースト圧力により制御され、ブースト圧力が所定の限界値を越えないようにするのに排ガスの若干がタービンＴをバイパスするようにする。弁１５はタービン入口９、１１及び出口１６の間に位置させてある。「排気ゲート弁」は、第１１図又は第１４図に示すように単一のタービン入口を持つ単一の排気マニホルドを備えたシリンダ配置で一層ひんぱんに認められる。その理由は、２個の弁の同時の開放を同期させることがむずかしく又このバイパス弁１５が通常タービンケーシングに組付けてあるからである。排気タービン過給機が低いエンジン速度で確実に比較的有効に作動するようにするのに現用の排気タービン過給エンジンでは排気タービン過給機の寸法を小さくしなければならないから、このような弁１５が通常必要である。このような条件では、高い速度でブースト圧力従って最高シリンダ圧力が高過ぎるようになる。バイパス弁１５が開くことによりこのような高過ぎる圧力を避けることができる。しかしこの場合エンジン効率に損失を生ずる。このことは、全ガス流量によって４０％及びそれ以上の程度のバイパス比が現用の密閉タービンでは一般的であるから排気マニホルド内の圧力がブースト圧力を大きく越えることによって説明することができる。第３図は、ｒｐｍで表わした速度の関数として全トルク又は全負荷における本発明内燃機関の運転状態を示す。この内燃機関は、第１１図に線図的に示すようにタービンＴへの入口９に送給する同じ排気マニホルドの４シリンダ配置の場合に最高許容圧力が１３５バールである予熱チャンバ付きのディーゼル車両エンジンである。単一のバイパス弁は、タービン・ケーシングに組付けられブースト圧力を２バールに制限する。タービンの寸法は、この場合４０００ｒｐｍである最高エンジン速度でバイパス比を約２０％に制限するように選定する。第３図では、実線Ｇは、タービンＴに送給する排気マニホルド内のガスの平均瞬時圧力の変化を表わす。しかしこの圧力の値は曲線Ｇ上の１点の付近で任意の速度に対し変動するのはもちろんである。１表示例として第３図では曲線１８、１９は鎖線で表わしてある。これ等の鎖線は、排気マニホルド内の瞬時圧力の最高値及び最低値の外側曲線を或る程度表わす。破線で表わした曲線Ｋは、各シリンダへの入口の平均瞬時圧力の変化を示す。この瞬時圧力は、平均値だけしか考えられないように十分に一定である。縦座標に示した圧力はバール（１０５パスカル）で表わしてある。瞬時圧力変動（相対値としての）は低いエンジン速度で最高振幅に達するものである。本発明の目的はこれ等の変動を利用することにある。任意のエンジン速度で曲線Ｋ上の点と曲線１９上の点との間の圧力の差は、或る程度はエンジンの吸入及び排気の間の最高掃気可能性を定めるが曲線１８上の点と曲線Ｋ上の点との間の圧力の差は或る程度最高後給気可能性を定める。弁１５の開度の影響は、曲線Ｋで又曲線Ｇでも認めることのできる曲がり１７の表示を生ずる。第４図は、第３図の線図と同様の線図である。この線図は直接燃料噴射式で最高許容圧力が１６０バールであるトラックエンジン又は類似物のようなディーゼルエンジンに対する同じ曲線を示す。このエンジンでは６個のシリンダが同じ排気マニホルドに連結され単一のタービン入口を持つ。単一のバイパス弁１５は、タービン・ケーシングに組付けられブースト圧力を３．１バールすなわち第３図に示した例の場合よりかなり高い値に制限するように設けてある。このタービンの寸法は、２２００ｒｐｍである最高エンジン速度でバイパス比が２２％に達するように選定する。タービンが比較的大きいから、タービンの又圧縮機の効率は第３図に示した例の場合よりそれぞれ８ポイント及び６ポイントだけ高い。単一の排気マニホルドを持つ問題の６シリンダ配置に関係なく、排気マニホルドに生ずる圧力変動はかなりあって相対値としての最高振幅には低いエンジン速度で達する。第４図に示した全トルクにおける圧力曲線の各位置の向上した排気タービン過給機効率の影響に留意することは重要であり、とくに第３図に示した状態に比べて後給気の可能性は減るが掃気の可能性は著しく高められることに留意することが重要である。このことは向上した排気タービン過給機効率による。全トルクにおけるこれ等の運転条件から明らかなようにとくに低いエンジン速度でエンジン負荷を下げることにより後給気の条件は実質的に向上する。このエンジンの運転は、同様に表示した第５図ないし第９図による詳細な説明により明らかである。これ等の図は、互いに異なるエンジンに対し又互いに異なるエンジン運転条件に対し、シリンダ自体内で又排気マニホルドで、時間（クランク角度で表わした）に対する本発明に特有の弁揚程曲線とシリンダの入口における瞬時圧力とを表わす。これ等の曲線の詳細な説明は、車両エンジンのような４サイクル・エンジンに対し全トルクと１５００ｒｐｍの低い速度とにおいて同じマニホルドの２シリンダ配置に対応し単一のタービン入口を持つ第５図に示した例に基づいている。このことは第６図ないし第９図に対しても同様である。単一のバイパス弁は、タービン・ケーシングに組付けられ第３図のエンジンの場合と同様にブースト圧力を２に制限するように設けてある。タービンの寸法は、第３図の場合と同じですなわち４０００ｒｐｍである最高エンジン速度でバイパス比が４０％に達するように選定する。横軸では下方部分にシリンダ１内のピストン７の位置を定めるクランク角度を示してある。上部部分では排気マニホルド内の瞬時圧力変動は実線２１により例示され、そしてシリンダ内の瞬時圧力の変動を破線２２により表わす。水平線２０は、各シリンダの入口における比較的安定なブースト圧力の平均値を示す。下部部分では縦軸で吸込弁及び排気弁の各揚程を、この場合最高提程を持つ排気弁の最大揚程ｈ_maxに対する揚程ｈのｈ／ｈ_maxにより示してある。吸入弁の揚程は第５図に実線２５により表わしてあるが、排気弁の揚程は破線２６、２７により表わしてある。横軸ではクランク角度を前記したように示してある。シリンダ１に対する下死点ＢＤＣを第５図の横軸の軸線で示してある。第５図では排気マニホルド内の瞬時圧力を表わす曲線２１で低い瞬時圧力の位相がＢＤＣに先立つ吸気工程で認められる。圧力がふたた上昇する前の最低瞬時圧力の位置は部分２８により示してある。次いで排気マニホルド内の瞬時圧力は先ず進行的に次いで一層急速にふたたび上昇する。すなわち曲線２１の区間２９は、圧力がふたたび降下するのに先だってＢＤＣの付近で最大値すなわち圧力ピークＳに達するまで３６０°においてシリンダ１のサイクルに次いでシリンダ４からの脈動圧力に対応する高い圧力区域を示す。考えているエンジン速度では、圧力最低値２８は第５図に対応する２シリンダ配置に対し表示した図の曲線１９上の点に対応する。この図は又同じ排気マニホルドの４シリンダ配置に対し示した第３図と同様である。ピークＳは曲線１８上の点に対応する。第６図及び第７図の線図は第３図のエンジンと同じエンジンに関するものである。第８図及び第９図は第４図に示した同じエンジンに関するものである。第５図に示した場合では掃気の可能性と後給気の可能性とは、同じエンジン形式に対し同じエンジン速度でただし４シリンダ配置では第６図に示した場合より大きい。すなわち最低瞬時圧力２８は第３図の曲線１９上の点に対応するが、ピーク値Ｓは１５００ｒｐｍにおける第３図の曲線１８上の点に対応する。第３図及び第４図の線図と同様な線図は、第５図が同じ排気マニホルドの２シリンダ配置の場合に単一のタービン入口を持つときは可能な後給気効果の重要性を十分に指示し又掃気可能性が全部のエンジン速度で極めて高いことを示すから、第５図に対応するエンジンの場合に対しては描いてない。実際上排気マニホルド内の瞬時圧力は、この圧力がタービン出口の圧力に降下するまで降下する。その理由は、シリンダ１の吸気行程中には脈動がないからである。シリンダ１内の到達圧力がエンジンの耐えることのできる最高充てん圧力を約５０％だけ越えるから過給の可能性は極めて高い。すなわち２シリンダ配置に本発明を適用することは極めて容易である。この場合「排気ゲート弁」を必要としないで一層大きいタービンを持つ変型が得られる。本発明の目的は、とくに低いエンジン速度で曲線２１に示した変動がかなりの振幅を確実に生ずるようにして管８又は管１０のような同じ排気管に若干のシリンダを連結することにある。マニホルドに配置するシリンダの個数は４サイクル・エンジンでは７個より少ないか又は７個に等しいが３シリンダ配置であり、そして２サイクル・エンジンでは２個、３個又は４個である。３６０°クランク角の点火間隔を持つ２個のシリンダ２、３又はシリンダ１、４だけを同じ排気マニホルド８又はマニホルド１０に連結するのが有利である。第１図に例示した排気管配置は第１２図に簡略化した形で示してある。第１２図に線図的に示すこの管配置は、同じ排気マニホルドに連結した２個のシリンダ１．４又はシリンダ２．３の排気オリフィスを類別する管区間ｌ₁、ｌ’₁は管区間ｌ₂、ｌ’₂を使って得られる。前記の管区間ｌ₁、ｌ’₁及び管区間ｌ₂、ｌ’₂はできるだけ互いに等しく又これ等の管区間は互いに接合するのに先だってタービン・ケーシングの入口に最も近い位置に終わることが望ましい。実際上次の後給気位相で貯えられ使うことのできる空気の体積はその最大体積で管の容積に等しくすることができる。管の容積に対応するこのようにして使用できるようにする容積は所望の自動過給効果を生ずるのに十分でなければならない。しかしマニホルド容積は、排気マニホルド内に生ずる圧力変動の振幅ができるだけ大きくなるようにできるだけ小さくなければならない。実際上この圧力変動は、タービンの有効横断面積すなわち「タービンの寸法」により又排気弁６の揚程２７の開き速度により主として生ずる。第１１図は、タービンＴの単一の入口９に対する４シリンダの排気オリフィスに対する構造であって、排気マニホルド内の瞬時圧力の圧力最小値２８と圧力最大値又は圧力ピーク値Ｓとの間で第６図の曲線２１に例示したような十分な振幅を持つ変動が得られるようにした他の類別構造を示す。同じマニホルドの４シリンダ配置に対応する第６図を同じマニホルドの２シリンダ配置に対応する第５図と比較することにより、圧縮機出口の圧力と比較した「脈動」の相対振幅は、シリンダ数の増加に伴い減小することが分る。第１３図の線図的図面は、長さ（ｌ₁、ｌ’₁）、（ｌ₂、ｌ’₂）（ｌ₃、ｌ’₃ ）を持つ管により排気オリフィスをタービンＴの３つの入口９、１１、３０に対にして連結した６個のシリンダ（１、４）、（２、３）及び（２３、２４）を持つエンジンに係わる。第１４図は、タービンＴの単一の入口９に対する６個のシリンダ（１、４）、（２、３）、（２３、２４）の排気オリフィスに対する構造であり、排気マニホルド内の瞬時圧力の圧力最小値２８と圧力最大値すなわち圧力ピーク値Ｓとの間で第８図の曲線２１で例示したような十分な振幅を持つ変動が得られる他の類別構造の略図である。第５図又は第６図に明らかなように、タービンＴの入口９における圧力ピーク値Ｓは、第１シリンダ１の吸気行程のほぼ終りにすなわち吸込弁５の揚程又は開きの終りに生ずる。シリンダ１に関連する排気管内の圧力の上昇Ｓは、排出位相にあってこの排気管に連結した他のシリンダ４により生ずる。本発明方法によればシリンダ１の排気弁６は第５図の破線２６で例示した吸気行程中に開く。これ等の実施例により表わした４サイクル・エンジンの場合には曲線２６は、破線２７により示した普通の開き位相後に吸入行程の初めにふたたび閉じている排気弁６の再開に対応する。図面から明らかなように（第５図においてただし又第６図又は第８図において）、排気弁６はふたたび開き始めるが、排気管内で排気マニホルド内の瞬時圧力２１の最小値２８に対応する瞬時圧力はシリンダ１の入口におけるブースト圧力の平均値２０より低い。なお開いている弁５により吸入される空気は、吸入弁５及び排気弁６が同時に開く間にシリンダ及び排気管を掃気することができる。第１図では気泡で表わした或る体積の空気Ａは排気弁６の付近で排気管１ｅ内に貯えられ、最大体積ではこの空気は長さ ₁の管の容積を占めることができる。低いエンジン速度では高い瞬時排気圧力（平均ブースト圧力より高い）の位相２９（第５図）は、吸込弁５が閉じた後排気弁６がなお開いている間に生ずる。排気管１ｅに前もって貯えた空気Ａは圧力の山２９（第５図）によりシリンダ１内に押し戻されシリンダ１の後給気を確実にする。第５図、第６図及び第８図に示すようにこの後給気効果は、排気の高い瞬時圧力位相２９の間のシリンダ内の瞬時圧力２２では明らかに著しい。このことは、吸込弁５が実線で表わした揚程２５に示すように閉じるが排気弁６はＢＤＣの付近で破線により表わした揚程２６に示すようになお開いている位相に一致する。同じタービン入口に連結するシリンダの個数が少ないほどそれだけ後給気効果が大きくなる。このことの主な理由は、排ガス流れ用の排気マニホルド出口の横断面積を構成するタービン有効横断面積にある。第５図及び第６図に例示したエンジンのシリンダは互いに同じである。第６図におけるように４シリンダ配置の場合には、脈動が流通するタービンの横断面積は第５図の２シリンダ配置の横断面積の２倍である。第８図におけるように６シリンダ配置の場合に同じシリンダを選定するとタービンの横断面積は４シリンダ配置の場合の１．５倍である。このことは圧力変動の振幅の差を説明している。前記した後給気効果は低いエンジン速度で得られる改良された充てんの完全な説明にはなっていない。実際上従来の過給エンジンに比べて第５図、第６図及び第８図に示すように圧縮行程の始めに圧力の上昇２２により第１の推定値で表わした給気効率の増加は、２シリンダ配置に対する約５０％の値から６シリンダ配置に対するほぼ３０％までの範囲である。実際上吸気行程の終りに掃気位相により生ずる低いエンジン速度における空気流量割合の増加は、圧縮機の与えられた圧力比で５０％ないし１００％もの高い値である。このことによって「エンジンマップ（ｍａｐ）］を「圧縮機マップ」に合わせる際に広い速度範囲を持つエンジンの排気タービン過給の主な問題となる困難を著しく減らし又は全くなくして、空気を実質的に向上した効率で圧縮することができる。最も重要なことに、低いエンジン速度における給気効率の上昇により、改良された空気燃料比によって燃料送給を著しく増大させ、排気タービン過給機により生ずる圧力が上昇するようになる。この利点は低いエンジン速度で明らかであり、２シリンダ配置の場合に得られる最高トルクはもはや、空気の不足によっては制御されないで最高許容シリンダ圧力によって制御される。４シリンダ配置では空気・燃料比の限度と最大シリンダの限度とにほぼ同時に達する。他の明らかな利点の１つは、前記した後過給を使うと自動過給の応答に遅れのないことである。実際上全負荷より低い任意の負荷に対し、負荷の急激な上昇及びエンジンの加速が生ずる低いエンジン速度において、排気管１ｅ内にはシリンダ４からの脈動圧力により押し戻すのに利用できる十分な空気量がつねに存在する。実際上排気タービン過給のループのエネルギー平衡により満足できる掃気条件が確実に得られる、中程度の空気燃料比による中程度の負荷であっても、又は掃気の可能性がなくて空気燃料比が極めて大きく排気ガスが主として空気から成る極めて低い負荷であっても、排気管１ｅの容積は長さｌ₁にわたって、純粋な冷空気又はほぼ純粋な空気から成る保留ガスにより１００℃ないし１５０℃の程度の比較的低い温度において大体充満する。この低い温度は考えている運転状態の排気温度に対応する。シリンダ４内の燃料送給の急激な増加により膨脹行程に対応する時間遅れ内ですなわちクランク回転の半分内で又は１０００ｒｐｍで０．０３ｓｅｃ内で排気マニホルド内に脈動を生ずる。この脈動の高い圧力２９は全負荷時とほぼ同時に生ずる。この特性により排気タービン過給エンジンのよく知られた問題をなくすことができる。すなわち燃料送給はエンジン過度状態中に従来の過給エンジンの場合のようにブースト圧力によるだけでなく又各シリンダの入口の平均瞬時圧力Ｋと排気マニホルド内の平均瞬時圧力Ｇとの間の差によっても制御されるのはもちろんである。実際上この制御変数は、空気Ａを貯えシリンダ４からの脈動によりシリンダ１内に押し戻すことのできる瞬時掃気可能性を表わす。本発明によるエンジンの負荷容量の急激な増加はすなわち、負荷の増大中に掃気条件が満足されるとすぐに自然吸気エンジンとして知られる非過給エンジンの場合と同じである。実際上この限界値は、排気タービン過給機の効率と同じタービン入口に連結したシリンダの個数とによる。２シリンダ配置では、この限界値は実際上無負荷に対応する。すなわち自動過給は、排気タービン過給機の作用を或る程度完了する後給気効果を使って行われる。このタービン過給機は、エンジン形式と運転範囲とに従って「排気ゲート弁」を設け又は設けないで高いエンジン速度に対し適当な寸法を持つが、低いエンジン速度では十分なブースト圧力を送出さない。従って本発明は、排気タービン機関の運転を実質的に向上させることができる。それぞれ同じエンジンに対応する第３図及び第４図に示した曲線Ｋ、Ｇ上の平均値の変化のほかに一方では第６図及び第７図と他方では第８図及び第９図との比較は、瞬時圧力２０、２１、２２の相対位置により、例示した各エンジンに対し低速及び最高運転速度の間の排気弁６の揚程２６の間に掃気条件及び後給気条件の変化を極めて明らかに示す。もちろん低いエンジン速度では、ブースト圧力Ｋからだけでなく又排気マニホルド内の瞬時圧力から利益を受けるようにするのに寸法のできるだけ小さいタービンが望ましい。前記の両圧力はこの場合、一見して十分な掃気が確実に行われていればシリンダ１の充てんが最高瞬時圧力１８によるから、共にできるだけ高い。しかし全負荷で高いエンジン速度では、エンジンの効率及び熱負荷の望ましくない低下を防ぐように排気弁６の開き位相２６中に燃焼ガスによる逆流掃気又は後給気はあまり行われない。第３図、第４図及び第７図、第９図に明らかなように、最高のエンジン速度において曲線Ｋ及び曲線（１９、Ｇ、１８）の又は瞬時圧力曲線２０及び曲線（２８、２１、２９、Ｓ）の相対位置が与えられた例にほぼ合致するように、すなわち排気マニホルド内又はタービン入口における平均圧力Ｇが最高エンジン速度全負荷でわずかに５％ないし１０％だけブースト圧力Ｋを越えるようにタービンＴの寸法を選定すれば、前記の条件はもちろん満足される。実際上２種類のシリンダ群すなわち第７図の４シリンダ配置と第９図の６シリンダ配置とに対して、一方では各瞬時圧力の相対位置と他方では圧力の２１の変動の減小（相対値としての）とは内弁６の選定した開き線図２６によれば、燃焼ガスによる逆流掃気も後給気も生じない。ピークＳは、第６図及び第７図又は第８図及び第９図に明らかなようにエンジン速度の増加に伴い一層高いクランク角に向かい移動するのはもちろんである。このことは高いエンジン速度で後給気を防ぐのに役立つ。この現象は、彼がシリンダ４からシリンダ１に移動するのにかかる時間から生ずる脈動の角度時間遅れを考慮すると比較的長い管ｌ₁、ｌ’₁を選択することによってさらに強化される。実際上考えている周期中のガス交換は、高いエンジン速度においてもはや排気弁の開き２６が生じていないように全課程として生ずる。すなわち「固定の形状」（fixed geometry）の使用により自然の「可変形状」（variable geometry）効果が得られる。明らかに、これに反して目的が高い動力で燃焼済みガスを再循環させることであれば、タービンＴと線図２６との調整は、再循環を促進するように各別に行われる。前記パラメータの調整は容易にされ、とくに、一層閉じたタービンを選定すると低いエンジン速度で一層高度の充てんもできる。１つのタービン入口を持つ同じマニホルドのシリンダ配置の場合に、本発明ではタービン寸法に下限を設けない。本発明の採用はこの場合、シリンダ１、４の間に脈動がないから、著しく簡単になる。この理由で第５回のエンジンの最高速度に対して線図が描かれてない。同じマニホルドに多数のシリンダ（６個又はそれ以上）を連結したシリンダ配置に特有の困難の１つは、開き位相２６中に掃気を得るのに２つの脈動の間に利用できる時間が一層短いことによる。この場合この位相中の角度持続時限が一層短くなり従ってこの開き位相中の最高可能揚程が一層小さくなる。可能な掃気及び後給気の強さはこのようにして低下する。従って同じマニホルドに連結するシリンダの個数が少ないほど、持続時間２６及び開き位相の揚程がそれだけ長くなる。例えば２シリンダ配置に対する第５図の揚程２６は主揚程２７の２８％になるが、位相２６の開き時間を長くするとはるかに大きくすることができる。第６図及び第７図に示したエンジンの４シリンダ配置では、相対揚程２６はまた主揚程２７の２８％を表す。これはほぼ最高許容値である。第５図又は第６図及び第７図のエンジンに関して弁揚程輪郭の同じ加速レベルを持つ車両エンジンの６シリンダ配置は、主揚程２７の約２０％の最高許容揚程２６と１２°クランク角だけ短くした空き時間とを持つ。６シリンダ配置を持つエンジンの揚程２６は、弁揚程輪郭の一層大きい加速レベルによって主揚程２７の３１％を表わす。これ等の輪郭は、とくに第１０図に示したカムを円形又は扁平でない輪郭を持つカム・フォロワ（cam follower）３２と組合わせて使うときは一層低い最高速度を持つエンジンで得られる。第８図及び第９図の曲線２６による排気弁６の揚程作動手段はたとえば第１０図に線図的に示すようにこの場合と同様に円形でよいが又扁平でもよい。カム・フォロア３２に作用し弁６に運動を伝えるカム３１により得られる。カム３１は、第８図の普通の揚程２７に対応する比較的広い角度βを持つ主突出部３３を備えている。カム３１は別の突出部３４又はボスを持つ。突出部３４の頂部は突出部３３の頂部から角度θだけ離れている。この突出部３３は排出弁６の開き２６を生ずるようにしてある。問題の例では角度βは４サイクルエンジンではカム軸で１４７°すなわちクランク軸で２９４°である。角度θはカム軸で１３０°であるが、角度αはカム軸で７７°である。角度区間αは第７図及び第９図に明らかなように全負荷で最高エンジン運転速度において逆流掃気を防止し続けるように、同じ排気マニホルドに連結したシリンダの個数に依存する瞬時圧力輪郭の関数として実際上できるだけ大きくなるように選定する。排気口１ｅは若干のディーゼルエンジンの吸込み口に同様にして適用するようにシリンダ１にうず流を生じて燃焼を改良するために空気又は燃焼済みガスの再導入を利用する形状にしてある。第１５Ａ図及び第１５Ｂ図は、このようなうず流を発生するように形成する口区域の排気管１ｅのうず巻形状部３５を示す。後給気作用により生ずるこのうず流はこのようにして低いエンジン速度では一層著しい。この現象は、弁付き２サイクル・エンジンの場合のように吸入口を経てうず流を発生することがむずかしいか又はできないエンジンではとくに有利である。第３図及び第４図と又第６図とについての説明から掃気及び後給気を行う際の排気タービン過給機効率の増加の結果が分る。実際上第４図及び第８図に示した場合には低いエンジン速度における排気マニホルド内の圧力（Ｇ，２１）に対して高い排気タービン効率による高レベルのブースト圧力（Ｋ，２０）によって、不必要に高い掃気可能性と若干の後給気効果を生ずるのにブースト圧力２０を不十分に越える圧力ピークＳの位置とが生ずる。この現象は、排気タービン過給機の圧縮機及びタービンがそれぞれの寸法によって第４図及び第８図に示したトラックエンジンの例における効率より高い約１０ポイントである効率を持つことができる工業用エンジンに応用するときに、それだけ大きくなる。この現象は、排気マニホルド内の脈動の圧力レベルを増すことにより容易に矯正することができる。ブースト圧力２０に対して排気管１ｅ内の脈動の圧力レベルを増すために第１図に例示したようにタービン出口１６に絞り弁３６を設けることができる。絞り弁３６の開閉はたとえば、掃気条件が良好すぎるときにタービン背圧を増して後給気可能性を向上するように、平均圧力Ｋ，Ｇ間の差に従って制御手段３７により確実にできる。このような運転条件（すなわち掃気可能性が大きすぎ又後給気可能性が低すぎる）のもとで、一層有効でもある１つの解決法は、出口管１３とタービンＴの入り口管８，１０との間の運転ダクト３８（第１図参照）により圧縮器Ｃ（冷却器４０の上流側）によって送出される空気の一部をバイパスさせることである。圧力Ｇが圧力Ｋに対し等しいか又は大きくなるようにしてバイパスさせる空気の量を増すように、連結ダクト３８の上流側に逆止め弁３９を取付け空気をタービン入口に向かい流通させて、燃焼済みガスの反対方向の逆流を防ぐことができる。ダクト３８には弁３９及び管８，１０の間に弁制御手段４０を設けてある。第１７図は弁制御手段４０の実施例を詳細に示す。タービン・ケーシングに組付けるのを有利とする制御手段４０は次のように、開いたときにダクト３８により供給される室４３とタービン・ケーシング入口の内部４４との間の通路区域４２を解放する弁４１と弁４１の開閉を制御する空気圧シリンダ４５とから成っている。シリンダ４５は２つの室４７，４８を隔離するピストン４６を備えている。室４７は圧縮機Ｃの出口１３に連結した管４９により供給されるが、室４８はタービン・ケーシング入口の内部４４に連結した管５０により供給される。ピストン４６はこのようにして、ブースト圧力と室４８内の排気マニホルド内平均圧力Ｇとの間の圧力差△Ｐを受ける。圧力Ｋが圧力Ｇより低いときは弁４１を閉じた位置に保持するように室４８内にばね５１を設けてある。圧力差△Ｐに対する任意所望の特性は、必要に応じ段付きピストン４６を設けることによりばね５１の力に従って得られる。実際上、弁４１を開いたときに圧力Ｇが圧力Ｋに近いが圧力Ｋよりは低くなるような特性を選択することにより掃気可能性及び後給気可能性をつりあわせ、弁３９を設けないで済ませるようにしてある。１変則では、もはやシリンダとしてでなく弁４１に対する制動装置としてブースト圧力の空気を共に満たした２つの室４７，４８を使う。この場合第１７図に示してないノズルを設け、室４７，４８をピストン４６を経て連結するようにし、又は外部で管５０を除いてある。この場合弁４１の位置は、ばね５１の作用と、弁頭部に作用する加えられる圧力の力すなわち室４３内のブースト圧力Ｋとタービンケーシング入口の内部４４内の平均圧力Ｇとの平衡との結果による。この変型は、或る限界値たとえばブースト圧力の限界値以上で弁４１を閉じた位置に保持してエンジンに対する全掃気可能性を復元することにより弁４１の作動を停止する。この限界値は又負荷（ガスペダルの瞬時位置）及び／又はエンジン速度による。これ等の制御手段４０は単独に又はバイパス弁１５「排気ゲート弁」及び／又は可変形状タービンに協働して使うことができるのはもちろんである。第１７図に示した形式を持ち圧力差△Ｐにより制御される制御手段は又、とくに本発明によれば、又可変形状タービンのノズル流れ面積を制御する装置の有効な調整を行う。第１６図は、第１１図の場合のようにタービン入口９の上流側の排気マニホルドののど部５２の実施例を示す。この第１１図では２個以上のシリンダを同じタービン入口９に連結してある。考えているこの例では、シリンダ１，４は管５３に連結してあるが、シリンダ２，３は管５４に連結してある。各管５３，５４はタービン入口９で２つの絞り区域５５，５６を経て互いに接合してある。中間仕切５７によりのど部５２の領域で横断面積がじょ徐々に減小する。のど部５２の存在により、低い瞬時圧力位置相の最低値のレベルに何等変化を伴なわないでピーク値Ｓ（第５図ないし第９図）の上昇を生ずる。同じタービン入口の２シリンダ配置により得られる条件と同様な条件を生ずることにより第５図に示すように後給気効果及び掃気可能性を実質的に高めることができる。この効果は、絞り通路５５，５６の横断面積がタービンの横断面積（ステータ及びロータの両方から得られる横断面積）より小さくなるとすぐにかなり高くなる。この場合高圧位相２９は、もはやタービンの「寸法」の関数ではなくなり、絞り通路の流れ横断面積の関数になる。第１８図は、第５図の線図と同様な線図であり、同じ排気マニホルドに２シリンダ配置を持つ車両エンジンのような本発明による２サイクル・エンジンの全負荷１５００ｒｐｍにおける運転状態を示す。このエンジンは第５図のエンジン（同じ単位の押しのけ量と同じ最高サイクル圧力とを持つ）と同様である。このエンジンは可変形状のタービンを備えている。このタービンではその横断面積従って圧力比は、最高動力の３バールの最高ブースト圧力限界値に対し或るブースト圧力限界値たとえば２バールの限界値以下で平均圧力Ｇがつねにブースト圧力Ｋに確実に近くなるように制御される。このエンジンは又一定形状のタービンと弁制御手段４０とを備えている。排気弁及び吸込み弁の各輪郭カムの速度は第５図の例及び第８図の例の場合よりかなり高い。前記したように２サイクル・エンジンに特有の弁揚程曲線は４サイクル・エンジンの揚程曲線に対し、排気弁６の揚程を示す破線２７、２６が互いに合致して単一の曲線になる点で異なる。第５図ないし第９図に示した４サイクル・エンジンに対する線図の場合のように開き曲線２６の端部の位相は、吸込弁が閉じた後（実線の揚程曲線２５に従って）曲線２６の後給気位相に対応するが、排気弁及び吸込弁が同時に開いている位相はシリンダだけでなく４サイクル・エンジンの場合のように排気管１ｅの開き曲線２６の位相の開始にすなわち掃気位相に対応する。排気マニホルドで達するピーク値Ｓの瞬時圧力２１のレベルは、同等のレベルのブースト圧力２０に対し第５図で達するレベルよりかなり高い。このことは主として排気弁の早い開きにより又その開き速度により説明できる。得られる後給気効果は、この位相中は吸込弁の閉鎖時に達する数字に比べて充てんがほぼ５０％だけ増すから極めて大きい。一層高いエンジン速度では、シリンダを掃気する満足できる条件は、タービン寸法の適当な選択により吸込弁の開き時間を通じて保持される。後給気効果は、４サイクル・エンジンに関してはエンジン速度の上昇に伴い低下し次いで消失する。しかし最高許容ブースト圧力レベルは４サイクル・エンジンの例の場合（２バール絶対）に比べて、排気弁の閉じるのが遅いのではるかに高くできる。それぞれ３シリンダ及び４シリンダを同じタービン入口に連結する本発明による２サイクル・エンジンの場合には、排気弁揚程曲線２７、２６と吸入弁揚程曲線２５との開き制限角度は、各シリンダ間の種種の肩度位相を考慮するように第１８図の例に比べてそれぞれ約６０°及び９０°だけ短縮させる。第１８図の弁揚程曲線により本発明による２サイクルエンジンはその全運転範囲にわたって運転することができる。排気タービン過給機は唯一の掃気空気源であり、補助的な送風機は必要でない。本発明の可能な応用には極めて他種類のものがあることを考慮すると、各特定の場合に対応する種種の弁揚程曲線を詳細に定めることが不必要であるのはもちろんである。後給気効果がシリンダ１の吸入行程中に高圧位相２９と排気マニホルド内の瞬時圧力２１のピークＳとの角度位置と共にピークで達する圧力レベルとによるのを認めることが大切である。ピークＳの圧力レベル及び角度位置は、与えられた互いに異なる例から明らかなように、複数の要因による。これ等は、シリンダ１と高圧区域２９を発生するシリンダとの間で同じタービン入口のシリンダ配置の方式に伴って変る角度位相差によるのはもちろんである。これ等は又、排気弁開き速度とタービンの横断面積とに著しく依存する。これ等は又排気マニホルドの容積にも或る程度依存する。与えられた全部の例は低いエンジン速度範囲においてシリンダの充てんを改良することを目的とする。又とくにこれ等の例は、第５図、第６図、第８図、及び第１８図に示すように最高エンジン速度の約１／３に、すなわち排気タービン過給エンジンが不十分なブースト圧力を受ける範囲で本発明を「適応させる」ことを目的とする。これ等の全部の例で、ピークＳの角度位置は問題の場合によれば、曲線２５に示したように吸入弁閉鎖の角度と曲線２６に示すように弁揚程閉鎖の角度との間に位置する角度にほぼ対応することが認められる。吸入弁を閉じる角度は一般に、開き揚程曲線２６の終りに先だって１０°及び３０°のクランク角の間にある。本発明により、後給気が起るエンジン速度で、とくに前記した例において、低いエンジン速度で高いトルクが得られる。この重要な結果は、従来の過給ディーゼル・エンジンのシリンダと本発明によれば第５図、第６図、第７図及び第１８図におけるような車両エンジンのシリンダとにおける平均有効圧力の変動を表わす第２図に例示してある。前記したように平均有効圧力はサイクルごとに得られる仕事をサイクルごとのシリンダ押しのけ容積で割った値に等しい。図示の全部の例で各シリンダは２個の排気弁及び２個の吸込弁と余熱チャンバ燃焼ンステムとを備えている。曲線５８は従来の過給エンジンを表わす。曲線５９、６０、６１は、それぞれ同じ排気マニホルドに連結した２個、４個及び６個のシリンダを持つ本発明による過給４サイクル・エンジンの場合に対応する。曲線６２は、同じ排気マニホルドに連結した２個のシリンダを持つ本発明による過給２サイクル・エンジンの場合に対するものである。低いエンジン速度で平均有効圧力は、本発明によれば従来の過給エンジンの平均有効圧力に比例するエンジンのトルクはこのようにして低いエンジン速度では著しく増大する。又排気タービン過給は行わなくて極めて高い速度で運転するレーシング・カー・エンジンの場合のようにたとえば「調整」吸気システム（tuned intake syste m）により排気管１ｅを掃気する可能性を持つエンジンの場合に後過給効果を期待するこができる。この場合４サイクル・エンジンに対するシリンダ配置も又、弁揚程線図が極めて「開いた」ものとすると、可能になる。本発明に適合するように選定したエンジン速度が実際上速度範囲上半部で最高トルクが望ましい速度に対応する速度範囲に入るのはもちろんである。同様に排気弁の開き曲線２７、２６及び／又は吸込弁の開き曲線２５の任意の可変の制御装置が若干の場合に本発明の適合性を向上する付加的な融通性を与えることができるのはもちろんである。第１９図には第１図のエンジンの変型を示してある。この変型は、第１図について延べ同じ参照数字を付した全部の部材を備えるがこれ等の部材の説明は反復しないことにする。さらにこの変型によればエンジンは、空気フィルタと共に一体の低動力電動機により駆動するのを有利とする補助的な送風機６３又はエンジン出力軸により駆動する破線で示した機械式圧縮機６４を備えている。送風機６３は、その作動しているときは、排気タービン過給機の圧縮機Ｃの入口管１２に連結したダクト６５に空気を放出する。弁６６は、圧縮機Ｃの入口管１２にダクト６５との接合部の上流側に取付けてある。弁６６の閉鎖は、送風機６３により送出される空気の逆流のおそれが圧縮気Ｃの反対の入口管１２の側で生じないようにするのに送風機６３が作動する間に制御する。送風機６３は、低い最高圧力比すなわち１．０２／１．０３の程度の圧力比を持ちたとえば２段又は３段の遠心送風機である。エンジン速度に従って送風機６３を始動するように制御手段６７を設けてある。一般に送風機６３は低い速度で又は極めて低いエンジン運転速度で始動する。すなわち送風機６３は、排気タービン過給機なしで後給気ができ、又は排気タービン過給機の作動を補助する。送風機６３は、吸込側及び排気側の間に不十分な圧力差が存在するので掃気可能性が制限され、又は存在しないか又は負でもある場合に極めて低いエンジン速度における後給気を改良する。送風機６３の利用は、無負荷回転数で２サイクル・エンジンにとくに適当である。過渡的運転ではとくに加速中に前記したように排気タービン過給機はいくぶん遅れる。実際上送風機Ｃの出口の圧力の増加はエンジン入口で必要な圧力上昇に比べてわずかに遅れる。とくに低いエンジン速度からの加速時ににエンジンの作用を改良するようにエンジンの入口管に冷却器１４の下流側で供給する機会式圧縮機６４によって高圧段ＨＰを設ける。この場合送風機６３により前回に生じた機能を次いで機械式圧縮機６４によって生じ増幅し送風機６３は余分なものとなる。機械式圧縮機６４又、明らかに低いエンジン速度でた又中程度の速度範囲内で、過渡的条件の間に、とくに加速時に又は全トルクを一時的に使うと機に排気タービン過給機を使って後給気を改良するのに使うことができる。実際上機械式圧縮機は過渡状態中に若干の加速限界値（たとえばガス・ペダル位置（gas pedal position）の与えられた変動から、負荷の与えられた増加以上で）又は排気タービン過給機だけを使って得られるトルクより高いトルクが得られるように一定の速度（過ブースト条件）で係合する。任意の他の運転に対しとくに定常状態の条件（一定のエンジン速度）に対しては、機械式圧縮機は最高のエンジン効率が得られるように係合をはずすのがよい。第２０図に例示したように機械式圧縮機６４は、エンジンＭの出力軸６８によりたとえば歯付きベルト６９により又電気機械式クラッチ６９ａによって駆動する。圧縮機６４の空気入口７０は上流側を空気冷却器１４の出口に又下流側を弁７２により制御するバイパス・ダクト７１に連結してある。機械式圧縮機６４からの圧縮空気の出口７３は、空気冷却器７４によりエンジンＭへの空気の入口Ａに連結してある。バイパス・ダクト７１は空気冷却器７４の入口に連結してある。機械式圧縮機６４はほぼ２までも高い圧力比を生ずることができる。圧縮機６４の始動は、制御手段６７ａの作用に応答してクラッチ６９ａを係合させ、弁７２を閉じることによってできる。入口Ａに供給される空気は、圧縮機６４出口７３から来る空気である。弁７２を開くと機は、圧縮機６４はバイパスされる。機械式圧縮器６４は、本発明によりエンジンに過給するのに排気タービン過給機によらないで単独に使うことができる。機械式圧縮機６４の係合を離脱しても排気タービン過給機により送出される圧縮空気に対してこの場合２つの冷却器１４、７４を直列にして使うことができるから、機械式圧縮機６４は高圧段に配置するのがよい。しかし機械式圧縮機は低圧段として使うことができる。第２１図及び第２２図には、第１６図の場合のようにのど部を持つ「脈動コンバータ」装置の改良された実施例を示してある。第２１図はタービン入口９の上流側で排気マニホルドの他ののど部５２を示す。この場合同じ部材には同じ参照数字を使いその説明は省くことにする。従来の排気ゲート弁構造によればこの構造は破線の円７５で線図的に示すようにのど部５２の下流側でちょうどタービン入口に位置させてある。本発明によれば、同じ入口に連結した２シリンダ枝管５３、５４の個数に等しい個数のタービン入口用排気ゲート弁を利用しこれ等の「排気ゲート弁」をのど部５２の上流側に位置させるのが有利である。２つのシリンダ枝管５３、５４を同じタービン入口に連結した問題の例では２個の排気ゲート弁７６、７７すなわち各枝管５３、５４に１個ずつの弁はのど部５２のすぐ上流側で各絞り区域５５、５６に組付けてある。各排気ゲート弁７６、７７はタービンＴのケーシングに組付けたままにするのがよい。このことは、のど部５２をタービン・ケーシングの入口の内部に位置させることを意味する。この入口には仕切５７が突出している。弁７６、７７は単一の駆動手段すなわち空気シリンダにより同時に制御される。第２１図では２個の排気ゲート弁７６、７７は互いに並べて位置させ、リンク仕掛による作動を容易にする。各排気ゲート弁７６、７７は第２２図に示したようにこれ等の弁が相互に対向するように位置させることができる。これ等の弁は、各フラップ上縁部で第２２図の平面に直交する軸線のまわりに枢動するように取付けたフラップから成っている。この場所は、各排気ゲート弁７６、７７が開いた位置にあるときにタービンをバイパスする排ガスバイパス通路に向かう空気の流れを容易にする。高いエンジン速度及び高い流量において、各排気ゲート弁７６、７７は従来の弁に関しては開いている。その理由は、排気弁がふたたび開いている間にこのエンジン運転範囲では逆流掃気が生じないからである。のど部５２の上流側に位置する２個の排気ゲート弁７６、７７の存在により、排気行程にあるシリンダに対しガス流の絞り従って瞬時背圧が減小し有利である。その理由は、排気ゲート弁７６、７７が開いているときに利用できる流通路が比較的広く又これ等の弁がのど部５２の上流側に位置するからである。タービンＴを流通するガス流が絞られるだけであるが、開いた排気ゲート弁７６、７７を経てバイパス下流れは絞られないし又遅くならない。他の１つの利点は次の通りであり、たとえば排出口を枝管５３に連結したシリンダを考える。このシリンダのピストンの上死点から下死点への吸入行程の間に、排気弁を吸込弁とのオーバーラップ時限中に閉じるか又はふたたび開く。枝管５４に脈動が生ずると（のど部５２の上流側の排気ゲート弁７６、７７が開いているから）と、ガスの圧力は脈動の生じていない枝管５３内で低下する。その理由は、枝管５３に対応する絞り区域５５が弁７６によりタービン出口の圧力に連通し、又この圧力が絞り区域５５の下流側でタービン入り口９における圧力よりはるかに低いからである。枝管５３に連結した前記シリンダは従って、隣接枝管５４からの脈動から保護される。この結果は、第２３図に破線２１’により表わしてある。破線は、両方の排気ゲート弁７６、７７を持つ実施例の変型に対し前記シリンダの排気の枝管５３内の圧力を示す。実践２１”は、円７５を第２１図に示した場所に１個の「排気逃し」弁だけしか位置させない変型に対応する。これ等の曲線から明らかなように、枝管５３内で隣接枝管５４により生ずる中間の脈動Ｂ’が脈動Ｂ”よりはるかに弱い。比較により第７図からの鎖線曲線２１が第２１図に再生してある。この曲線は、１個の排気ゲート弁を取り付けてあるが「脈動コンバータ」は備えない同じタービンによる同じ運転条件に対応する。中間脈動Ｂは一層強く従って一層高い摂動を生ずる。のど部５２の上流側に位置させた２個の排気ゲート弁７６，７７を持つ変型では、高いエンジン速度における逆流掃気のおそれなしに一層小さい寸法を持つタービンを使用することができ極めて低いエンジン速度でも比較的高いトルクが確実に得られる。第５図に示すように各シリンダへの入口の瞬時ブースト圧力は簡略化のために或る時間にわたり一定と考えこのように（直線２０で）表わした。エンジン速度が低いほどそれだけこの状態に近くなる。一層高いエンジン速度では、とくに吸込み管を一層高いエンジン速度に対し調和させたとき（すなわち吸気圧力変動が高いエンジン速度で生ずるような長さを持つ管１ｅのような吸込み管）、第２３図の破線の曲線２０ａに示したような吸気圧力変動が得られる。直線２０はこれ等の変動の平均を表わす。通常の場合のようにこれ等の変動は、高いエンジン速度でシリンダの給気効率を高めるのに使う。本発明によれば、このようにしてもよいが、又排気弁のふたたび開く間に入口２０ａ及び出口２１，２１’，２１”の間の正の瞬時圧力差を利用してもよい。第２３図に示すように高いエンジン速度でわずかな掃気効果が保持され、又はタービンの寸法を逆流掃気のおそれなしにさらに小さくすることができる。

Claims

【特許請求の範囲】１．主として排気タービン過給機により過給され、空気で排気される内燃機関の運転を改良する方法において、排気管（１ｅ）内の圧力が、実質的な振幅を持つ時間による変動を受けるように若干の数のシリンダ（２、３；１、４）を同じ排気ガス・マニホルド（８、１０）に寄せ集め、吸込弁（５）又は吸込口と前記排気弁（６）とが同時に開いている間に、与えられたエンジン速度範囲で前記排気管（１ｅ）内の低い瞬時排気圧力の位相（２８）により、吸込管（１ａ）／前記シリンダ（１）／前記排気管（１ｅ）を掃気することができるように、シリンダ（１）の排気弁（６）を、このシリンダの吸入中すなわちその充てん中に開き、他のシリンダにより生ずる高い瞬時排気圧力の位相（２９）は、前記吸込弁（５）又は吸込口が閉じた後に、かつ前記排気弁（６）がなお開いている間に、前記排気管（１ｅ）内に前もって貯えられた空気（Ａ）で前記シリンダ（１）に後給気するのに使用され、前記与えられたエンジン速度範囲以上のエンジン速度では、排気ガスにより前記シリンダ（１）の後給気が実際上行われないように、タービン（Ｔ）の寸法を選定することを特徴とする方法。２．前記排気管（１ｅ）内の圧力が、実質的な振幅を持つ時間による変動（２８、２９）を受けるように、同じ排気ガス・マニホルドに連結された若干の数のシリンダを備え、前記吸込弁（５）又は吸込口と前記排気弁（６）とが同時に開いている間に、低いエンジン速度において前記排気管内に他のシリンダにより生ずる低い瞬時排気圧力の位相（２８）により吸込管（１ａ）／前記シリンダ（１）／前記排気管（１ｅ）を掃気することができるように、シリンダ（１）の前記排気弁（６）をこのシリンダの吸入又は充てんの終りに近くに開く開き手段（３１、３４）を備え、高い瞬時排気圧力の位相（２９）は、前記吸込弁（５）又は吸込口が閉じた後に、かつ前記排気弁（６）がなお開いている間に、前記排気管（１ｅ）内に前もって貯えた空気（Ａ）で前記シリンダ（１）に後給気するのに使用され、前記与えられたエンジン速度範囲以上のエンジン速度では排気ガスにより前記シリンダ（１）の後給気が実際上行われないように、前記タービン（Ｔ）の寸法を選定したことを特徴とする請求の範囲第１項記載の方法を実施するようにした内燃機関。３．前記排気弁（６）の閉鎖（開き揚程（２６）の終り）は、排気管内で圧力ピーク（Ｓ）に達する瞬間よりも早くなく、圧力ピーク（Ｓ）に達して後に、３０ °のクランク角以上には遅れないように生ずるようにすることを特徴とする請求の範囲第２項記載の内燃機関。４．前記吸込弁（５）の閉鎖（その開き揚程（２５）の終り）は、前記排気弁（６）の開き揚程（２６）の終りに先だって３０°び１０°のクランク角の間に生ずるようにすることを特徴とする請求の範囲第３項記載の内燃機関。５．前記排気弁（６）を、吸気行程の開始後に閉じ、この排気弁（６）を吸気入行程の終りの近くでふたたび開くようにすることを特徴とする請求の範囲第２項ないし第４項のいずれかに記載の４サイクル内燃機関。６．全シリンダ（１）の前記排気弁（６）をふたたび開くように、カム（３１）に突出部（３４）を設け、この突出部の角度区間（α）を、全速エンジン速度における逆流掃気の防止作用を継続するようにできるだけ大きい値に選定したことを特徴とする請求の範囲第５項記載の４サイクル内燃機関。７．同じ排気マニホルドに連結され、単一のタービン入口に通ずるシリンダの個数を最高７個であることを特徴とする請求の範囲第５項又は第６項記載の４サイクル内燃機関。８．同じ排気マニホルドに連結され、単一のタービン入口に通ずる２個のシリンダを３６０°のクランク角に設定したことを特徴とする請求の範囲第５項又は第６項記載の４サイクル内燃機関。９．同じ排気マニホルドに連結され、単一のタービン入口に通ずる４個のシリンダを１８０°のクランク角に設定したことを特徴とする請求の範囲第５項又は第６項記載の４サイクル内燃機関。１０．同じ排気マニホルドに連結され、単一のタービン入口に通ずる６個のシリンダを１２０°のクランク角に設定したことを特徴とする請求の範囲第５項又は第６項記載の４サイクル内燃機関。１１．同じ排気弁マニホルドに連結された、各シリンダは、第１のシリンダ（１）が吸気行程の終りにあるときに、他のシリンダ（４）が吹出し位相の開始時にあるような点火間隔を持ち、この他のシリンダ（４）により前記排気弁マニホルドに生ずる「脈動」により前記第１シリンダ（１）の後給気が確実に生ずるようにする請求の範囲第２項ないし第４項記載のいずれかに記載の内燃機関。１２．排気弁及び吸込弁を持ち、前記掃気位相後に同じ排気マニホルドに連結される他のシリンダからの「脈動」の利用ができるように、前記吸込弁の閉じた後に、前記排気弁を開き続けるようにすることを特徴とする請求の範囲第１１項記載の２サイクル内燃機関。１３．同じ排気マニホルドに連結された２個のシリンダを１８０°のクランク角に設定したことを特徴とする請求の範囲第１２項記載の２サイクル内燃機関。１４．同じ排気マニホルドに連結された３個のシリンダを、１２０°のクランク角に設定したことを特徴とする請求の範囲第１２項記載の２サイクル内燃機関。１５．エンジン速度に従い制御手段（３７）により開閉を確実に行う絞り弁（３６）を、タービン出口（１６）に設けたことを特徴とする請求の範囲第２項ないし第１４項いずれかに記載の内燃機関。１６．前記圧縮機（Ｃ）の管（１３）と、前記タービン（Ｔ）の吸入管（８、１０）との間に連結ダクト（３８）を設け、この連結ダクト（３８）に逆止め弁（３９）を取付け、前記ダクト（３８）に弁制御手段（４０）を設けたことを特徴とする請求の範囲第２項ないし第１５項のいずれかに記載の内燃機関。１７．前記弁制御手段（４０）を、前記連結ダクト（３９）の開きを制御する弁（４１）を確実に開くように、ブースト圧力（Ｋ）と前記排気マニホルド内の瞬時圧力の平均圧力（Ｇ）とにより制御することにより、前記ブースト圧力（Ｋ）及び平均圧力（Ｇ）が最高ブースト圧力限界値以下に在る範囲内で互いにほぼ等しいようにすることを特徴とする請求の範囲第１６項記載の内燃機関。１８．同じ排気マニホルドと、同じタービン入口とに連結された２個以上のシリンダを備え、それぞれ各シリンダ（１、４）及び各シリンダ（２、３）の管（５３、５４）に対しのど部（５２、５５、５６、５７）を設けたことを特徴とする請求の範囲第２項ないし第１７項のいずれかに記載の内燃機関。１９．同じ入口に連結された２シリンダ枝管（５３、５４）の個数に等しい個数の排気ゲート弁（７６、７７）をタービン入口に対して備え、これ等の排気ゲート弁（７６、７７）を前記のど部（５２）の上流側に位置させたことを特徴とする請求の範囲第１８項記載の内燃機関。２０．前記排気管（１ｅ）が前記排気弁（６）の近くにおいて、後給気位相中に前記シリンダ（１）内にうずを生じさせるように設計した形状部（３５）を備えたことを特徴とする請求の範囲第２項ないし第１９項のいずれかに記載の内燃機関。２１．前記内燃機関の出力軸により駆動される補助的な送風機（６３）又は機械式圧縮機（６４）を設けたことを特徴とする請求の範囲第２項ないし第２０項のいずれかに記載の内燃機関。２２．機械式圧縮機（６４）を備え、この機械式圧縮機（６４）を高圧段の一部分とし、冷却器（７４）とこの冷却器（７４）を圧縮機出口（７３）及び前記内燃機関の空気入口（Ａ）の間に連結する手段（７１、７２）とを備えることにより、前記機械式圧縮機６４が係合しているか係合していないかに関係なく吸入空気が前記冷却器（７４）を経て恒久的に流れるようにしたことを特徴とする請求の範囲第２１項の内燃機関。２３．前記吸込管を高いエンジン速度に対し調和させたことを特徴とする請求の範囲第２項ないし第２０項のいずれかに記載の内燃機関。