内燃機関のインジケーター図の下で理解します。デューティサイクルとエンジンインジケータープログラム

20.02.2021

電気設備

指標チャートの構築

インジケータダイアグラムは座標に組み込まれています p-V.

内燃機関のインジケータダイアグラムの作成は、熱計算に基づいています。

建設の開始時に、横軸にセグメントABがプロットされ、シリンダーの作動容積に対応し、設計されたエンジンのピストンストロークに応じて、スケール上のピストンストロークに等しい大きさで、 1:1、1.5:1、または 2:1 として取得できます。

燃焼室の容積に対応するセグメント OA、

比から決定されます。

セグメント z "ディーゼルエンジンの z (図 3.4) は、式によって決定されます。

Z、Z=OA(p-1)=8(1.66-1)=5.28mm、(3.11)

圧力 = 0.02; 0.025; 0.04; 0.05; 0.07; 0.10 MPa (mm)

ベースの 1.2 ... 1.7 に等しいチャートの高さを取得します。

次に、図の熱計算データに従って、それらを配置します

特性点a、c、z"、zで選択された圧力値のスケール

b、r。ガソリンエンジンの z ポイントは、 pzT.

4ストロークディーゼルエンジンインジケーター図

最も一般的な Brouwer グラフ法によると、圧縮ポリトロープと拡張ポリトロープは次のように作成されます。

原点から光線を描く OK横軸に対して任意の角度で（= 15 ... 20°を取ることをお勧めします）。さらに、原点から、光線 OD および OE が特定の角度で y 軸に対して描かれます。これらの角度は次の関係から決定されます。

0.46 = 25°、(3.13)

圧縮ポリトロープは、光線 OK と OD を使用して構築されます。点 C から、y 軸と交差するまで水平線が引かれます。交点から-ODビームと交差するまで垂直に対して45°の角度の線、およびこの点から-横軸に平行な2番目の水平線。

次に、点 C から OK ビームと交差するまで垂直線を引きます。垂直に対して 45 ° の角度で交差するこの点から、横軸と交差するまで線を引き、この点から y 軸に平行な 2 番目の垂直線を 2 番目の軸と交差するまで引きます。水平線。これらの線の交点は、圧縮ポリトロープの中間点 1 になります。点 2 は、点 1 を建設の開始点として、同様に見つけられます。

膨張ポリトロープは、圧縮ポリトロープの構築と同様に、点 Z" から始まる光線 OK と OE を使用して構築されます。

拡張ポリトロープの正しい構成の基準は、前にプロットされた点 b に到達することです。

展開ポリトロープ曲線の構築は、z ではなく点 z から開始する必要があることに注意してください。 ..

収縮および膨張ポリトロープを構築した後、それらは生成します

排気バルブの事前開放、点火時期、圧力上昇率を考慮してインジケーター図を丸め、吸気および排気ラインも適用します。この目的のために、横軸の下で、半径 R=S/2 の半円が、直径と同様にピストンストローク長 S に描かれます。幾何学的中心からn.m.t.の方向にセグメントが延期されます

どこ L- コネクティングロッドの長さは表から選択します。 7 またはプロトタイプ。

レイ だいたい 1.と 1 斜めに行う Q o = 角度に対応する 30°

点火時期（ Qo= 20…30° to w.m.t.)、およびポイントと 1 が取り壊されました

収縮ポリトロープ、点 c1 を取得します。

シリンダーを洗浄して充填するためのラインを構築するために、ビームが敷設されます だいたい 1?の 1 斜めに g=66°。この角度は、排気バルブまたは排気ポートの前開き角度に対応します。次に、展開ポリトロープ (点 b 1?).

点から b 1.変化の法則を定義する線を引く

インジケータダイアグラムのセクションの圧力（ライン b 1.s）。ライン として,

シリンダーの洗浄と充填の継続を特徴付けることができます

まっすぐ持ってください。注意すべき点は、 秒。 b 1. あなたもすることができます

ピストンストロークの損失部分の値で見つける y.

として=y.S. (3.16)

2 ストロークエンジンと過給エンジンのインジケーターダイアグラムは、常に大気圧ラインより上にあります。

過給エンジンインジケーターチャートでは、吸気ラインが排気ラインよりも高い場合があります。

内燃機関のインジケータ図（図1）は、エンジンの作動サイクルのプロセスの計算データを使用して構築されています。ダイアグラムを作成するときは、そのベースの 1.2 ... 1.7 に等しい高さになるようにスケールを選択する必要があります。

Fig.1 ディーゼルエンジンインジケーター図

米。 1 ディーゼルエンジンインジケーター図

構築の開始時に、横軸（図のベース）に、セグメントS a \u003d S c + Sがスケールにプロットされ、

ここで、S はピストンのストローク (TDC から BDC まで) です。

圧縮室の容積 (V c) に対応するセグメント S c は、式 S c = S / - 1 によって決定されます。

セグメント S は、シリンダの作動容積 V h に対応し、大きさはピストンストロークに等しくなります。 TDC、ポイント A、B、BDC でのピストンの位置に対応するポイントをマークします。

0.1 MPa/ミリメートルの目盛りの圧力が、縦軸 (図の高さ) に沿ってプロットされます。

圧力点 p g、p c、p z が TDC ライン上にプロットされます。

圧力点 p a、p c は NDC ライン上にプロットされます。

ディーゼルエンジンの場合、計算された燃焼プロセスの終了に対応する点の座標をプロットすることも必要です。この点の縦座標は p z に等しくなり、横座標は式によって決定されます。

S z = S with   , mm. (2.28)

ガスの圧縮と膨張のラインの構築は、次の順序で実行できます。任意に、ＴＤＣとＢＤＣとの間で、ピストンストロークＶｘ１、Ｖｘ２、Ｖｘ３（またはＳｘ１、Ｓｘ２、Ｓｘ３）の少なくとも３つのボリュームまたはセグメントが選択される。

そして、ガス圧が計算されます

コンプレッションラインで

拡張線で

構築されたすべてのポイントは、互いにスムーズに接続されます。

次に、トランジションは丸められます (計算されたサイクルのジャンクションでの圧力の変化ごとに)。これは、ダイアグラムの完全性の係数によって計算で考慮されます。

キャブレターエンジンの場合、燃焼の終わり（ポイントZ）での丸めは、縦座標p z \u003d 0.85 P z maxに沿って実行されます。

2.7 インジケータチャートからの平均インジケータ圧力の決定

理論上の平均指示圧 p "i は、圧力目盛りの指示図の面積に等しい長方形の高さです。

MPa (2.31)

ここで、F i は、TDC、BDC、圧縮および膨張の線によって制限される理論的なインジケーターダイアグラム mm 2 の領域であり、プラニメーターを使用して、積分法によって、または別の方法で決定できます。 S - インジケータダイアグラムの長さ (ピストンストローク)、mm (TDC、BDC ライン間の距離);

 p - インジケータダイアグラムの作成時に選択された圧力スケール、MPa / mm。

実際の指示圧力

р i = р i ΄ ∙ φ p、MPa、(2.32)

どこで  p - インジケータダイアグラムの領域の不完全性の係数; 理論的なプロセスからの実際のプロセスの偏差を考慮に入れます（圧力の急激な変化による丸め、キャブレターエンジンの場合 p = 0.94 .. .0.97; ディーゼルエンジンの場合 p = 0.92 .. .0.95）。

р = р r - ра - 自然吸気エンジンの吸気および排気中のポンピング損失の平均圧力。

インジケーターダイアグラムに従って p i を決定した後、以前に計算されたもの (式 1.4) と比較され、不一致がパーセンテージとして決定されます。

平均有効圧力 p e は次の値に等しい

p e \u003d p i - p mp、

ここで、p mp は式 1.6 によって決定されます。

次に、依存関係に従って電力を計算します
与えられたものと比較します。より多くのプロセスを再計算する必要がある場合、不一致は 10 ～ 15% を超えないようにする必要があります。

ピストン全体の位置によるシリンダー内の圧力の変化を示す図を使用して、実際のピストンエンジンの動作を調べることをお勧めします。

サイクル。特殊な指示装置を使用して作成されたこのような図は、指示図と呼ばれます。インジケータダイアグラムの閉じた図の領域は、1 サイクルにおけるガスのインジケータの仕事を一定の尺度で示しています。

図上。図 7.6.1 は、一定量の高速燃焼燃料で動作するエンジンのインジケータダイアグラムを示しています。これらのエンジンの燃料として、軽油ガソリン、照明または発電機ガス、アルコールなどが使用されます。

ピストンが左の死点位置から右端に移動すると、燃料と空気の蒸気と小さな粒子からなる可燃性混合物が吸気バルブから吸い込まれます。このプロセスは、吸引ラインと呼ばれる 0-1 曲線図で表されます。明らかに、0-1 線は熱力学的プロセスではありません。主なパラメーターは変化せず、シリンダー内の混合物の質量と体積のみが変化するためです。ピストンが戻ると、吸入弁が閉じ、可燃性混合気が圧縮されます。図中の圧縮過程は、圧縮線と呼ばれる曲線 1-2 で表されます。ポイント 2 では、ピストンがまだ左死点に達していないときに、可燃性混合気は電気火花によって点火されます。可燃性混合物の燃焼は、ほぼ瞬時に、すなわちほぼ一定の体積で起こる。このプロセスは、曲線 2-3 によって図に示されています。燃料が燃焼した結果、ガス温度が急激に上昇し、圧力が上昇します（ポイント3）。その後、燃焼生成物が膨張します。ピストンは右の死位置に移動し、ガスは有用な仕事をします。インジケーターダイアグラムでは、拡張プロセスは拡張線と呼ばれる 3-4 曲線で表されます。ポイント 4 では、排気バルブが開き、シリンダー内の圧力がほぼ外圧まで低下します。ピストンがさらに右から左に移動すると、大気圧よりわずかに高い圧力で排気バルブを介して燃焼生成物がシリンダーから除去されます。このプロセスは 4-0 曲線図で表され、排気ラインと呼ばれます。

考えられる作業プロセスは、ピストンの 4 回のストローク (サイクル) またはシャフトの 2 回転で完了します。このようなエンジンは 4 ストロークと呼ばれます。

一定量で燃料が急速に燃焼する実際の内燃機関のプロセスの動作の説明から、それが閉じていないことがわかります。摩擦、作動流体内の化学反応、最終的なピストン速度、有限温度差での熱伝達など、不可逆的なプロセスのすべての兆候があります。

2 つの等積と 2 つの断熱からなる等容熱供給 (v=const) を持つエンジンの理想的な熱力学サイクルを考えてみましょう。

図上。 70.2 と 70.3 は、次のように実行される - と - のサイクルを示しています。

初期パラメータを持つ理想気体は、断熱 1-2 に沿ってポイント 2 に圧縮されます。熱量は、アイソコア 2-3 に沿って作動流体に報告されます。ポイント3から、作業体は断熱3-4に沿って膨張します。最後に、4-1 等積線に沿って、作動流体は元の状態に戻りますが、熱量はヒートシンクに取り除かれます。サイクルの特徴は、圧縮比と圧力比です。

熱容量と値が一定であると仮定して、このサイクルの熱効率を決定します。

供給される熱量と除去される熱量。

次に、サイクルの熱効率

米。 7.6.2 図 7.6.3

熱入力が一定のサイクルの熱効率

. (7.6.1) (17:1)

式 (70.1) から、このようなサイクルの熱効率は、圧縮の程度と断熱指数、または作動流体の性質に依存することがわかります。とが増えると効率が上がります。圧力上昇の程度から、熱効率は依存しません。

考慮に入れる - ダイアグラム（図70.3）、効率は面積の比率から決定されます。

\u003d（pl。6235-pl。6145）/正方形。 6235 = pl。 1234/pl。 6235。

- ダイアグラム (図 7.70.3) の増加に対する効率の依存性を非常に明確に示すことができます。

供給される熱量の面積が 2 つのサイクルで等しい場合 (pl. 67810 = pl. 6235)、圧縮の程度が異なる場合、圧縮の程度が高いサイクルの方が効率が高くなります。の熱がヒートシンクに取り除かれます。 61910<пл. 6145.

しかしながら、圧縮比の増加は、可燃性混合気の時期尚早の自己着火の可能性によって制限され、エンジンの正常な作動を妨害する。さらに、高圧縮比では、混合気の燃焼速度が劇的に増加し、デトネーション（爆発燃焼）が発生する可能性があり、エンジンの効率が劇的に低下し、部品の破損につながる可能性があります。したがって、特定の最適な圧縮比を各燃料に適用する必要があります。燃料の種類に応じて、研究対象のエンジンの圧縮比は 4 から 9 まで変化します。

このように、一定の熱入力を伴う内燃エンジンでは、高い圧縮比を使用できないことが研究によって示されています。この点で、考慮されているエンジンの効率は比較的低いです。

作動流体の理論上の有用な比仕事は、作動流体の膨張と収縮のプロセスの相対的な位置に依存します。膨張ラインと圧縮ラインの平均圧力差を大きくすることで、エンジンシリンダーのサイズを小さくすることができます。平均圧力を表すと、作動流体の理論上の有効比仕事は次のようになります。

圧力は平均指示圧（または平均サイクル圧力）と呼ばれます。つまり、ピストンが理論サイクル全体の仕事に等しい1回のストローク中に仕事をする影響下で、条件付きの一定圧力です。

プロセス内の熱量の供給によるサイクル

一定量の熱供給を伴うサイクルの研究は、このサイクルに従って動作するエンジンの効率を高めるために、高い圧縮比を使用する必要があることを示しました。しかし、この増加は、可燃性混合物の自己発火温度によって制限されます。ただし、空気と燃料を別々に圧縮する場合、この制限はなくなります。高圧縮の空気は非常に高温であるため、シリンダーに供給された燃料は、特別な点火装置なしで自然発火します。そして最後に、空気と燃料を別々に圧縮することで、液体の重くて安価な燃料（油、燃料油、樹脂、石炭油など）を使用できます。

このような高い利点は、一定の圧力で燃料を徐々に燃焼させて作動するエンジンに備わっています。それらの中で、空気はエンジンシリンダーで圧縮され、液体燃料はコンプレッサーからの圧縮空気で噴霧されます。個別の圧縮により、高い圧縮比 (最大 ) の使用が可能になり、燃料の早期自己着火がなくなります。一定の圧力で燃料を燃焼させるプロセスは、燃料噴射器を適切に調整することによって保証されます。このようなエンジンの作成は、そのようなエンジンの設計を最初に開発したドイツのエンジニア、ディーゼルの名前に関連付けられています。

一定の圧力で燃料が徐々に燃焼する理想的なエンジンサイクル、つまり、一定の圧力で熱が供給されるサイクルを考えてみましょう。図上。 70.4 と 70.5 では、このサイクルが図に示されています。それは次のように実行されます。初期パラメータ、の気体作動流体は、断熱 1-2 に沿って圧縮されます。次に、2-3等圧線に沿って一定量の熱が体に与えられます。ポイント3から、作業体は断熱3-4に沿って膨張します。そして最後に、4-1 アイソコアに沿って、作動流体が元の状態に戻り、熱がヒートシンクに取り除かれます。

サイクルの特徴は、圧縮比と前膨張比です。

熱容量とその比率が一定であると仮定して、サイクルの熱効率を決定しましょう。

供給熱量

除熱量

熱サイクル効率

米。 7.6.4 図 7.6.5

での熱供給を伴うサイクルの平均指示圧は、次の式から決定されます。

平均指示圧は、およびの増加とともに増加します。

およびでのプロセスでの熱供給を伴うサイクル、または熱の混合供給を伴うサイクル。

燃料が徐々に燃焼するエンジンには、いくつかの欠点があります。そのうちの 1 つは、燃料の供給に使用されるコンプレッサーの存在です。このコンプレッサーの動作は、エンジンの総出力の 6 ～ 10% を消費するため、設計が複雑になり、エンジンの効率が低下します。また、複雑なポンプ装置やノズルなどが必要です。

このようなエンジンの操作を簡素化し、改善したいという願望は、燃料が 50 ～ 70 MPa の圧力で機械的に噴霧されるコンプレッサーレスエンジンの作成につながりました。ロシアのエンジニア G.V. Trinkler は、熱を混合して供給するコンプレッサーレスの高圧縮エンジンのプロジェクトを開発しました。このエンジンには、分解された両方のエンジンタイプの欠点がありません。液体燃料は、燃料ポンプによって燃料インジェクターを介して小さな液滴の形でシリンダーヘッドに供給されます。加熱された空気に入ると、ノズルが開いている間、燃料は自然発火し、燃焼します。最初は一定の体積で、次に一定の圧力です。

混合入熱を伴うエンジンの理想的なサイクルを図 1 と図 2 に示します。 70.6 と 70.7。

熱容量と断熱指数が一定であるという条件で、サイクルの熱効率を決定しましょう。

供給される熱量の最初の部分

供給熱量の2分の1

除熱量

インジケータダイアグラム - シリンダの容積に対する作動流体の圧力の依存性 (図 2) - は、内燃機関のシリンダ内で発生するプロセスを分析できる最も有益な情報源です。 TDC から BDC までの 4 つのピストンストロークで実行されるエンジンサイクルは、座標のインジケーターダイアグラムに表示されます。 p–V次の曲線セグメント:

r 0 – a 0 - 吸気ストローク;

a 0 – c-圧縮ストローク;

c – z-b 0 – 作業ストロークのサイクル（拡張）;

b 0 – r 0 – リリースストローク。

次の特徴的な点が図に示されています。

b, r-それぞれ排気弁の開閉時間。

あなた, -それぞれ吸気バルブの開閉時間。

米。 2. 4 ストロークの典型的なインジケータダイアグラム

内燃エンジン

サイクルあたりの仕事を決定する図の領域は、圧縮および行程行程中に得られる正の指標仕事に対応する領域と、吸気およびシリンダーの洗浄と充填に費やされる負の仕事に対応する領域で構成されます。排気ストローク。負のサイクル仕事は、通常、エンジンの機械的損失と呼ばれます。

したがって、1 サイクルでピストンエンジンシャフトに与えられる総エネルギーは L、サイクルの仕事の代数的加算によって決定できます L = Lチャンネル + L szh + Lピクセル + L問題シャフトに伝達される動力は、この合計と単位時間あたりの動作ストロークのサイクル数の積によって決まります ( n/2) およびエンジンのシリンダー数について私:

このようにして求めたエンジン出力を平均指示出力と呼びます。

インジケータダイアグラムを使用すると、4 ストロークエンジンのサイクルを次のプロセスに分割できます。

あなた –r 0 – r – a 0 -a-入口;

a – θ – c" –圧縮;

θ – c" – c – z – f –混合物の形成と燃焼;

z-f-b-拡大;

b –b 0 - あなたは 0 – r –リリース。

示されている典型的なインジケータダイアグラムは、ディーゼルエンジンにも有効です。この場合のポイントは θ シリンダーへの燃料供給の瞬間に対応します。

図は次のことを示しています。

Ⅴ c – 燃焼室容積 (上死点でのピストンより上のシリンダー容積);

ヴァ-シリンダーの総容積（圧縮行程の開始時のピストンの上のシリンダーの容積）;

Ⅴ n – シリンダーの作業量、 Ⅴ n = V a – V c.

圧縮比。

インジケータダイアグラムは、エンジンの動作サイクルとその限られた領域を表します。 – サイクルインジケーターの働き。本当、 [ p ∙ ∆Ⅴ] \u003d (N / m 2) ∙ m 3 \u003d N ∙ m \u003d J.

ある条件付きの一定の圧力がピストンに作用すると仮定すると p i 、サイクルあたりのガスの仕事に等しいピストン仕事の1ストローク中に実行 L、それか

L = p私・ Ⅴ h()

どこ Ⅴ h はシリンダーの作業容積です。

この条件付き圧力 p私平均指示圧と呼ばれます。

平均指示圧は数値的には、底辺がシリンダーの作動容積に等しい長方形の高さに等しい Ⅴ仕事に対応する面積に等しい面積を持つh L.

有用なインジケータ作業は平均インジケータ圧力に比例するため、 p i 、エンジン内の作業プロセスの完成度は、この圧力の値によって評価できます。より多くの圧力 p i 、より多くの仕事 L、したがって、シリンダーの作業容積がより有効に利用されます。

平均指示圧を知る p i 、シリンダーの作業容積 Ⅴ h 、シリンダー数私とクランクシャフト速度 n(rpm)、4 ストロークエンジンの平均出力を求めることができます。 N私

仕事私 ∙ Ⅴ h はエンジンの排気量です。

エンジンシャフトへのインジケータ出力の伝達には、ピストンとピストンリングのシリンダー壁に対する摩擦、クランク機構のベアリングの摩擦による機械的損失が伴います。さらに、インジケータ出力の一部は、部品の回転および振動中に発生する空力損失の克服、ガス分配機構、燃料、オイルおよびウォーターポンプ、およびその他の補助エンジン機構の作動に費やされます。インジケータ出力の一部は、燃焼生成物の除去とシリンダーへの新しい充填に費やされます。これらすべての損失に対応する電力は、機械的損失の電力と呼ばれます。 Nメートル。

指示された動力とは対照的に、モーターシャフトで得られる有用な動力は有効動力と呼ばれます。 N e. 有効電力は、機械的損失の量だけ指示電力よりも小さくなります。

N e = N私- Nメートル ()

力 N機械的損失と有効エンジン出力に対応する m N e は、特別な負荷デバイスを使用したベンチテスト中に経験的に決定されます。

ピストンエンジンの品質を示す主な指標の 1 つは、有効な出力と表示出力の比率として定義される機械効率です。

η メートル = N e / N私。 ()

ピストンエンジンのシャフトに与えられる総エネルギーは、作業サイクルを代数的に加算し、その合計に単位時間あたりの作業サイクル数を掛けることによって求めることができます ( n/2) およびエンジンシリンダーの数。このようにして決定された出力は、圧力の依存性をインジケーターダイアグラム (図 4.2、b) に示されている体積の関数として積分することによって得ることができます。平均指標力と呼ばれる N. この検出力は、多くの場合、指標平均有効圧力の概念に関連付けられています。 R i 、次のように計算されます。

実効電力 N e は指標パワーの積です Nエンジンの機械効率について。エンジンの機械効率は、摩擦損失と駆動ユニットにより、エンジン速度の上昇とともに低下します。

航空機のピストンエンジンの特性を構築するために、可変ピッチプロペラを使用したバランシングマシンでテストされます。バランシングマシンは、クランクシャフトのトルク、回転数、および燃料消費量を測定します。測定トルクによると M kr と回転数 n測定された実効モーター出力が決定されます

エンジンにプロペラの速度を下げるギアボックスが装備されている場合、測定された有効出力の式は次のとおりです。

どこ私 p はギアボックスのギア比です。

実効エンジン出力の大気条件への依存を考慮して、テスト結果の比較のために測定された出力は、式に従って標準大気条件に引き下げられます。

どこ N e は、標準大気条件に換算した実効エンジン出力です。

t測定 - テスト中の外気温度、ºС;

B- 外気圧、mm Hg、

∆R– 絶対空気湿度、mm Hg。

実効燃料消費率 g e は次の式で決定されます。

どこ G T and - テスト中に測定された燃料消費量と有効エンジン出力。

2 ストロークエンジンと 4 ストロークエンジンの主な違いは、ガス交換の方法です。シリンダーから燃焼生成物を取り除き、新鮮な空気または高温の混合気を充填します。

2 ストロークエンジンのガス分配装置 - ピストンによってブロックされたシリンダーライナーのスロット、およびバルブまたはスプール。

デューティサイクル:

燃料の燃焼後、ガスの膨張プロセス（作動行程）が始まります。ピストンが下死点 (BDC) に移動します。膨張プロセスの最後に、ピストン 1 が入口スロット (ウィンドウ) 3 (ポイント b) を開くか、排気バルブが開き、排気パイプを介してシリンダーキャビティと大気が連通します。この場合、燃焼生成物の一部がシリンダから出て、シリンダ内の圧力がパージ空気圧 Pd まで低下します。点 d で、ピストンはパージウィンドウ 2 を開き、そこから燃料と空気の混合物が 1.23 ～ 1.42 バールの圧力でシリンダーに供給されます。それ以上の落下は遅くなります。空気がシリンダーに入ります。ポイント d から BDC まで、アウトレットウィンドウとパージウィンドウが同時に開いています。パージポートと排気ポートが同時に開いている期間をパージと呼びます。この期間中、シリンダーは空気の混合物で満たされ、燃焼生成物はそこから排出されます。

2 番目のストロークは、下死点から上死点までのピストンストロークに対応します。ストロークの開始時に、パージプロセスが続行されます。ポイント f - パージの終了 - インレットウィンドウの閉鎖。点 a で、出口の窓が閉じ、圧縮プロセスが始まります。充填終了時のシリンダー内の圧力は、大気圧よりわずかに高くなります。パージエア圧力に依存します。パージが完了し、排気窓が完全に閉じられた瞬間から、圧縮プロセスが始まります。ピストンがクランクシャフトの回転角度に沿ってTDC（ポイントc /）に沿って10〜30度に達しない場合、燃料がノズルを介してシリンダーに供給されるか、混合気が点火され、サイクルが繰り返されます。

シリンダーの寸法と回転速度が同じ場合、2 ストロークのパワーは 1.5 ～ 1.7 倍とはるかに大きくなります。

理論上の ICE ダイアグラムの平均圧力。