【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、スロットル弁がシリンダの近傍に位置付けられたエンジンの吸気装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば自動車のエンジンは、複数の気筒に一つのスロットル弁から空気が供給される構造のものが多い（例えば、特許文献１参照）。この種のエンジンの吸気装置は、シリンダ毎の吸気通路が連通されたサージタンクを備えており、このサージタンクの空気入口に設けられたスロットル弁によって吸入空気量を制御するように構成されている。この吸気装置は、スロットル弁と燃焼室との距離が相対的に長くなるために、スロットル操作に対するエンジンの応答性が相対的に低くなる。
【０００３】
一方、エンジンの応答性を向上することができる吸気装置としては、例えば特公平７−６４６４号公報に開示されたものがある。この公報に示された吸気装置は、スロットル弁が多気筒エンジンの気筒毎に設けられ、一つのスロットル弁から複数の気筒に吸気が分配される前記吸気装置に較べると、スロットル弁と燃焼室との間の距離が短くなるように構成されている。また、この吸気装置の気筒毎の吸気通路は、開閉弁を有する分岐通路がスロットル弁の下流側にそれぞれ接続され、これらの分岐通路を介して互いに連通されている。前記開閉弁は、スロットル弁の下流側の吸気負圧が増大することによって開き、前記吸気負圧が低下することによって閉じる構造が採られている。
なお
なお、本出願人は、本明細書に記載した先行技術文献情報で特定される先行技術文献以外には、本発明に密接に関連する先行技術文献を出願時までに見付け出すことはできなかった。
【０００４】
【特許文献１】
特公昭６０−４１２１０号公報（第２図）
【０００５】
【特許文献２】
特公平７−６４６４号公報（第１図）
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述したようにスロットル弁がシリンダの近傍に位置付けられた吸気装置においては、スロットル弁の開度が相対的に小さくなるときに燃費が著しく低下するという問題があった。これは、エンジンの動力の損失、いわゆるポンピングロスが大きくなることが原因であった。この種の吸気装置は、スロットル弁が燃焼室の近傍に位置しているから、スロットル弁と燃焼室との間の吸気通路の容積が相対的に少なくなり、スロットル弁の開度が小さい状態では前記吸気通路内の吸気負圧が過度に大きくなる。
【０００７】
この過大な吸気負圧は、吸気弁が閉じた後にスロットル弁を介して吸気通路内に空気が吸込まれるにもかかわらず、再び吸気弁が開くまで吸気通路内に残存する。このように吸気負圧が残存するのは、スロットル弁の開度が小さいときにはスロットル弁を通って吸気通路内に流入する空気の量が少なくなり、このような小量の空気では前記過大な吸気負圧が消失するには至らないからである。
すなわち、このように吸気通路中に吸気負圧が残存することにより、次の吸入行程で前記吸気負圧からなる吸引力に抗してピストンが下降しなければならないから、上述したようにポンピングロスが大きくなり、燃費が低下することになる。
【０００８】
前記特許文献２に記載されている吸気装置は、スロットル弁の開度が小さいときに各気筒の吸気通路が分岐通路を介して互いに連通されているから、吸気弁が閉じた後に他の気筒（吸入行程にある他の気筒）の吸気通路から吸気負圧が伝播されてしまう。このため、この吸気装置は、スロットル弁の開度が小さいときにはスロットル弁の下流側の吸気負圧が常に大きくなるから、前記ポンピングロスがより一層大きくなる。
【０００９】
なお、この吸気装置においては、各気筒の吸気通路と他の気筒の吸気通路とを隔絶するように形成し、吸気負圧が他の気筒の吸気通路に伝播されるのを阻止することによって、ポンピングロスが過度に大きくなるのを防ぐことはできる。しかし、このような構成を採ると、気筒毎に吸入空気量が異なるようになってしまうので、各気筒の吸入空気量を略等しくするために、スロットル弁周辺部品の精度をより一層向上させなければならない。また、組立時の調整に多大に時間を要するようになり、さらに長期にわたって精度を維持することも困難である。
【００１０】
上述したように気筒毎に吸入空気量が異なるようになるのは、各スロットル弁の加工精度・組付精度や、全閉時に吸気通路壁面に接触する部分の摩耗量などがスロットル弁毎に変わってしまうからである。すなわち、スロットル弁の弁体と吸気通路壁面との間のクリアランスや、弁体の角度などが気筒毎に異なるようになり、上述したように吸入空気量にばらつきが生じてしまう。この吸入空気量を全ての気筒において略等しくするためには、スロットル弁や吸気通路形成用の部材を高い精度をもって加工しなければならず、製造コストが著しく高くなってしまう。
【００１１】
本発明はこのような問題点を解消するためになされたもので、ポンピングロスが低減されて燃費を向上させることができるエンジンの吸気装置を提供することを目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
この目的を達成するため、本発明に係るエンジンの吸気装置は、スロットル弁と吸気弁との間の吸気通路に、大気と連通する連通路を設け、この連通路に、吸気弁が閉じているときにエンジンの負荷に対応して開度が変化する制御弁を介装したものである。
【００１３】
本発明によれば、エンジン運転時において、吸気通路内が負圧になっているときに制御弁が開いて前記連通路から吸気通路内へ大気が導入され、吸気通路内の吸気負圧が消失する。前記大気の導入量は、エンジンの負荷に対応して変化する。
このため、エンジン運転域の略全域において、次の吸入行程で吸気弁が開いてピストンが下降するときに、シリンダ内に略大気圧の空気が吸入されるようになるから、ポンピングロスを低減することができる。
【００１４】
請求項２に記載した発明に係るエンジンの吸気装置は、スロットル弁と吸気弁との間の吸気通路に、大気と連通する連通路を設け、この連通路に、エンジンと同期して回転する弁体を有し吸気弁が閉じているときに開度が変化するロータリーバルブからなる制御弁を介装してなり、前記制御弁は、前記弁体を回転自在に支持するハウジングにエンジンの前記連通路が接続され、前記弁体に形成された空気供給用通路が弁体の回転により前記連通路に連通するとともに、前記ハウジングと弁体とを弁体の軸線方向に相対的に偏位させることにより連通時の通路面積を可変とする構成のものである。
【００１５】
この発明によれば、エンジン運転時において、吸気通路内が負圧になっているときに制御弁が開いて前記連通路から吸気通路内へ大気が導入され、吸気通路内の吸気負圧が消失する。前記大気の導入量は、制御弁のハウジングと弁体とを軸線方向に相対的に偏位させて通路面積を変えることによって制御することができる。すなわち、ロータリーバルブを用いて大気導入量を制御することができる。このため、エンジン運転域の略全域において、次の吸入行程で吸気弁が開いてピストンが下降するときに、シリンダ内に略大気圧の空気が吸入されるようになるから、ポンピングロスを低減することができる。
【００１６】
請求項３に記載した発明に係るエンジンの吸気装置は、請求項１または請求項２に記載した発明に係るエンジンの吸気装置において、連通路と制御弁とを多気筒エンジンの気筒毎に設けたものである。
この発明によれば、各気筒において吸入行程の初期に略大気圧の空気が吸気通路内からシリンダ内に吸入される。このときに各気筒のスロットル弁を通る吸気の量は、吸気通路内に吸気負圧が残存する場合に較べると相対的に少なくなる。このため、気筒毎のスロットル弁から吸入される空気量は、全吸入空気量に対する割合が減少するから、スロットル弁や吸気通路形成用部材の加工精度や組付精度を向上させなくても全ての気筒の空燃比を実質的に等しくすることができる。
【００１７】
請求項４に記載した発明に係るエンジンの吸気装置は、請求項３に記載した発明に係るエンジンの吸気装置において、制御弁を、気筒毎の連通路が接続されるハウジングと、このハウジング内に回転自在に支持されてエンジンと同期して回転する円筒からなる第１の弁体と、この第１の弁体の内部に回転方向と軸線方向とに摺動自在に嵌合されてエンジンの負荷に対応して軸線方向へ移動する円筒からなる第２の弁体とを備えたロータリーバルブによって構成し、前記第２の弁体の内部に空気供給用通路を形成するとともに周壁に貫通穴を前記ハウジングの連通路の接続部と対応するように複数形成し、前記第１の弁体の周壁に、この弁体が回転することにより前記貫通穴と前記各連通路の接続部との間を通過して貫通穴と連通路の接続部とを選択的に連通する連通穴を形成したものである。
この発明によれば、一つの制御弁で全ての気筒の大気導入用の連通路を開閉するとともに通路の開度を可変できる。
【００１８】
請求項５に記載した発明に係るエンジンの吸気装置は、請求項２に記載した発明に係るエンジンの吸気装置において、制御弁内の通路における開閉される部分の開口形状は、弁体の回転方向の端縁の位置が回転軸方向に対して変わるように形成されているものである。
この発明によれば、制御弁のハウジングと弁体とを軸線方向に相対的に偏位させることにおり、制御弁が開閉する時期を変えることができる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係るエンジンの吸気装置の一実施の形態を図１ないし図１６によって詳細に説明する。
図１は本発明に係る吸気装置およびエンジンの一部を示す断面図、図２は制御弁の平面図、図３は制御弁の側面図、図４および図５は制御弁の縦断面図で、図４は全閉状態を示し、図５は全開状態を示す。図６は制御弁の正面図、図７は図３におけるＶＩＩ−ＶＩＩ線断面図、図８は図６におけるＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線断面図、図９は図３におけるＩＸ−ＩＸ線断面図、図１０は本発明に係る吸気装置の構成図である。
【００２０】
図１１は制御弁の動作を説明するための図、図１２は制御弁の第１の弁体と第２の弁体の斜視図、図１３は制御弁の開閉時期を示すタイムチャート、図１４はアクセル操作に対する制御弁とスロットル弁の開度の変化を示すグラフで、同図（ａ）はスロットル弁の開度変化を示し、同図（ｂ）は制御弁の開度変化を示し、同図（ｃ）はアクセルペダルの操作量の変化を示す。図１５はスロットル弁の制御範囲と制御弁の制御範囲を示すグラフ、図１６はエンジンのシリンダ内のＰ−Ｖ線図で、同図（ａ）は本発明に係る吸気装置を装備したエンジンのＰ−Ｖ線図を示し、同図（ｂ）は従来のエンジンのＰ−Ｖ線図を示す。
【００２１】
これらの図において、符号１で示すものはこの実施の形態による４気筒エンジンである。２はこのエンジン１のシリンダボディを示し、３はシリンダヘッド、４はヘッドカバー、５はピストン、６は燃焼室、７は吸気弁、８は排気弁、９は吸気カム軸、１０は排気カム軸をそれぞれ示す。
前記シリンダヘッド３は、一側部に各気筒の吸気ポート１１が開口され、この吸気ポート１１の開口部分に本発明に係る吸気装置１２が接続されている。また、このシリンダヘッド３における各気筒の吸気ポート１１と吸気カム軸９との間の部分には、吸気ポート１１内に燃料を供給するインジェクタ１３が装着されている。
【００２２】
前記吸気装置１２は、図１および図１０に示すように、シリンダヘッド３に取付けられた気筒毎のスロットル弁１４と、これらのスロットル弁１４の上流側端部にそれぞれジョイント１５を介して接続された吸気管１６と、これらの吸気管１６の上流側端部に接続された一つのサージタンク１７と、このサージタンク１７の上流側端部に接続されたエアクリーナ１８と、図１において前記吸気管１６の上方に位置するように設けられた制御弁１９などによって構成されている。
【００２３】
前記スロットル弁１４は、バタフライ弁からなり、弁軸２１の軸線が気筒の並設方向と平行になる状態でシリンダヘッド３に取付けられている。各スロットル弁１４の弁軸２１は、全てのスロットル弁１４が連動するように例えばリンク（図示せず）を介して互いに連結されている。このスロットル弁１４の弁体２２は、全閉状態で吸気通路を略閉塞するように形成されている。
【００２４】
前記スロットル弁１４の下流側の吸気通路２４は、図１０に示すように、大気と連通する連通路としてのパイプ２５〜２８を介して後述する制御弁１９に接続されている。これらのパイプ２５〜２８の一端部（下流側端部）は、図１に示すように、シリンダヘッド３における吸気通路２４を挟んで前記インジェクタ１３と対向する部位に取付けられている。これらのパイプ２５〜２８の上流側端部は、図２および図３に示すように、制御弁１９の後述する第１〜第４の接続用パイプ２９〜３２に接続されている。
【００２５】
前記エンジン１の＃１気筒の吸気通路２４は、パイプ２５を介して制御弁１９の第１の接続用パイプ２９に接続され、＃２気筒の吸気通路２４は、パイプ２６を介して制御弁１９の第４の接続用パイプ３２に接続されている。また、＃３気筒の吸気通路２４は、パイプ２７を介して制御弁１９の第２の接続用パイプ３０に接続され、＃４気筒の吸気通路２４は、パイプ２８を介して制御弁１９の第３の接続用パイプ３１に接続されている。
【００２６】
前記制御弁１９は、図２〜図９に示すように、ハウジング４１の内部に回転自在に支持されたロータ４２と、このロータ４２の内部に嵌合されて軸線方向へ移動自在に設けられたスライダ４３とを有するロータリーバルブによって構成され、前記吸気管１６に図示していないステーを介して支持されている。この実施の形態によれば、前記ロータ４２によって本発明でいう第１の弁体が構成され、前記スライダによって本発明でいう第２の弁体が構成されている。
【００２７】
前記ハウジング４１は、図２〜図５に示すように、前記第１〜第４の接続用パイプ２９〜３２を有する第１のハウジング４４と、この第１のハウジング４４の一端部（図２〜図５においては左側の端部）に取付けられたフロントカバー４５と、前記第１のハウジング４４の他端部に取付けられた第２のハウジング４６とから構成されている。これらのハウジング構成部材は、図６および図８に示すように、フロントカバー４５と第１のハウジング４４とを貫通して第２のハウジング４６に螺着する４本の固定用ボルト４７によって互いに締結されている。
【００２８】
前記第１のハウジング４４は、円筒状を呈するように形成され、外周部の周方向の四箇所に前記接続用パイプ２９〜３２の取付用フランジ４８が固定用ボルト４９によってそれぞれ固定されている。前記第１〜第４の接続用パイプ２９〜３２は、図６および図９に示すように、制御弁を軸線方向から見た状態でこのエンジンの点火順序（＃１気筒→＃３気筒→＃４気筒→＃２気筒）に対応させてロータ４２の回転方向（図６，９において時計方向）に並べられている。
【００２９】
また、図９に示すように、第１のハウジング４４と前記取付用フランジ４８には、第１のハウジング４４内と前記第１〜第４の接続用パイプ２９〜３２の内部とを連通する第１〜第４の空気出口ポート５１〜５４が形成されている。これらの空気出口ポート５１〜５４は、第１のハウジング４４の周方向に等配される四箇所に形成されている。
【００３０】
前記フロントカバー４５は、図４および図５に示すように、板状を呈するように形成され、中心部に後述するロータ４２の軸５５が貫通する状態で前記第１のハウジング４４に嵌合されている。
前記第２のハウジング４６は、有底筒状を呈するように形成され、開口部が前記第１のハウジング４４に嵌合されている。この第２のハウジング４６の底部には、大気を制御弁１９内に導入するためのパイプ５６が固定されるとともに、図３および図７に示すように、スライダ４３を駆動するためのアクチュエータ５７が設けられている。
前記パイプ５６は、図１０に示すように、前記サージタンク１７の上流側の吸気通路５８に連通管５９を介して連通されている。
【００３１】
前記アクチュエータ５７は、図３および図７に示すように、第２のハウジング４６に軸線方向が第２のハウジング４６の軸線方向と直交するように固定されたモータ６１と、このモータ６１の軸６１ａに一端部が固着されて他端部がスライダ４３のピン６２に係合されたアーム６３と、前記軸６１ａに軸装された復帰用ねじりコイルばね６４とを備え、前記スライダ４３を第２のハウジング４６の軸線方向に往復動させるように構成されている。また、このアクチェータ５７は、第２のハウジング４６に形成された凹陥部６５内に収納されている。この凹陥部６５は、図７に示すように、開口部分が蓋体６６によって閉塞されている。
【００３２】
前記ロータ４２は、図４，５，８および図１２に示すように、前記第１のハウジング４４内に嵌合された円筒６７と、この円筒６７の一端部に一体に形成された前記軸５５とから構成され、前記フロントカバー４５と第２のハウジング４６とに軸受６８，６９によって回転自在に支持されている。
前記円筒６７は、第１のハウジング４４内に回転自在に嵌合され、軸線方向において前記第１〜第４の空気出口ポート５１〜５４と対応する部位に連通穴７１が形成されている。この連通穴７１の開口形状は、図１１および図１２に示すように、横向きの二等辺三角形の二辺を途中で外側へ突出するように膨らませた五角形状を呈するように形成されている。
【００３３】
ロータ４２の前記軸５５は、前記フロントカバー４５から外側へ突出するように形成され、軸端部にプーリ７２が取付けられるとともに、内部に非貫通孔からなる軸孔７３が形成されている。前記プーリ７２は、図１中に符号７４で示すベルト式伝動装置の一部を構成しており、図示していないベルトを介して吸気カム軸９の回転が伝達される。この実施の形態では、吸気カム軸９が１回転することによって、前記プーリ７２とロータ４２が図６，９において時計方向に１回転するように構成されている。すなわち、ロータ４２は、エンジン１と同期して回転し、このロータ４２の連通穴７１は、ロータ４２が１／４回転する毎に第１〜第４の空気出口ポート５１〜５４に順次連通される。
【００３４】
前記スライダ４３は、図４，５，８および図１２に示すように、前記ロータ４２の円筒６７内に摺動自在に嵌合されたスライダ本体７５と、このスライダ本体７５の一端部に突設した支持用ロッド７６と、前記スライダ本体７５の他端部に接続された筒状軸７７とによって有底円筒状を呈するように形成され、前記第２のハウジング４６に軸受７８によって軸線方向に移動自在に支持されている。
前記スライダ本体７５は、前記筒状軸７７内の空間とともに空気供給用通路７９を構成する穴８０が軸心部に形成されている。この穴８０は、スライダ本体７５を径方向に貫通するように形成された貫通穴８１を介してスライダ本体の外（ロータ４２内）に連通している。この貫通穴８１は、図９に示すように、前記第１〜第４の空気出口ポート５１〜５４と対応するように、スライダ本体７５の周方向の四箇所に形成されている。これらの貫通穴８１におけるスライダ本体７５の外周面に位置する開口の形状は、図１１に示すように、前記ロータ４２の連通穴７１と同一の形状となるように形成されている。
【００３５】
スライダ本体７５に突設された前記支持用ロッド７６は、図４，５に示すように、前記ロータ４２の軸孔７３にすべり軸受８２を介して嵌合され、ロータ４２に回転自在かつ軸線方向へ移動自在に支持されている。この支持用ロッド７６の軸心部とスライダ本体７５には、ロータ４２内でスライダ４３が移動することによりロータ４２内の空気が圧縮されたり膨張したりしてスライダ４３の移動を妨げることがないように、空気抜き用の透孔８３が穿設されている。
【００３６】
スライダ４３の前記筒状軸７７は、図４および図５に示すように、スライダ本体７５とは反対側の端部の外周面に軸線方向へ延びる凹溝８４が形成され、この凹溝８４に第２のハウジング４６側のガイドピン８５（図７参照）が摺動自在に嵌合することによって、第２のハウジング４６に対して軸線方向への移動が許容された状態で回転が規制されている。また、この筒状軸７７の前記端部には、第２のハウジング４６に固定された前記大気導入用のパイプ５６が摺動自在に嵌合されている。
【００３７】
この実施の形態によるスライダ４３は、前記ロータ４２の連通穴７１の軸線方向の長さと略等しい長さだけハウジング４１とロータ４２とに対して軸線方向に移動できるように構成されている。詳述すると、このスライダ４３は、図１１（ａ）に示すように、スライダ本体７５に形成された貫通穴８１の一端（同図においては左端）が前記ロータ４２の連通穴７１の他端（同図においては右端）と軸線方向において一致するような位置、すなわちロータ４２が回転したとしても径方向から見て連通穴７１と貫通穴８１とが重なることのない位置（以下、この位置を単に後退位置という）と、同図（ｅ）に示すように、径方向から見て連通穴７１と貫通穴８１とが重なるような位置（以下、この位置を単に前進位置という）との間を移動できるように形成されている。スライダ４３が前記後退位置に位置しているときの制御弁１９を図４に示し、スライダ４３が前記前進位置に位置しているときの制御弁１９を図５に示す。
【００３８】
スライダ４３が前記後退位置に位置しているときは、図４および図１１（ａ）に示すように、ロータ４２が回転して連通穴７１がスライダ４３の周囲を周方向に移動したとしてもこの連通穴７１と貫通穴８１とが重なるようなことはないから、このときは、エンジン１の吸気通路２４から吸気負圧が前記パイプ２５〜２８と第１〜第４の接続用パイプ２９〜３２とを介して制御弁１９内の空気出口ポート５１〜５４に作用したとしても、制御弁１９内から空気がエンジン１側へ流れることはない。
【００３９】
上述した状態からスライダ４３が図４において左側へ移動（前進）すると、図１１（ｂ）〜（ｃ）に示すように、ロータ４２が回転して連通穴７１がスライダ４３の周囲を周方向に移動することによって、四箇所の貫通穴８１のうちの一つと連通穴７１とが径方向の外側から見て重なるようになる。これら両穴の重なる部分を図１１（ｃ）中にハッチングによって示す。
【００４０】
このように連通穴７１と貫通穴８１とが重なることによって、これら両穴からなる空気通路が形成され、この空気通路を介してスライダ４３内の空気供給用通路７９とハウジング４１側の空気出口ポート５１〜５４とが連通する。このため、この状態では、エンジン１の吸気通路２４から吸気負圧が前記パイプ２５〜２８と第１〜第４の接続用パイプ２９〜３２とを介して制御弁１９内の空気出口ポート５１〜５４に作用することによって、制御弁１９内から空気がエンジン１側へ流れる。
【００４１】
連通穴７１と貫通穴８１との重なる部分の面積は、スライダ４３の移動量（前進量）が相対的に少ないときに相対的に小さくなり、スライダ４３が前記前進位置まで前進したときに最大になる。前記面積はこの制御弁１９の開度に相当するから、制御弁１９の開度は、スライダ４３が前記後退位置から前進することにより０から除々に増大し、スライダ４３が前進位置に達することによって最大になる。
【００４２】
この制御弁１９が開閉する時期は、各気筒が排出行程の終期に達したときに前記連通穴７１が四箇所の貫通穴８１のうちの一つと重なり始め（制御弁が開き）、その後、各気筒が吸入行程に移行してから予め定めた角度だけクランク軸（図示せず）が回転した後に前記両穴どうしの重なる部分がなくなる（制御弁が閉じる）ように構成されている。例えば、図５および図１１（ｅ）に示すように、制御弁１９の開度が最大となるような運転状態では、図１３に示すように、各気筒が排出行程にあるときであってクランク軸角度が上死点前約６０°のときに制御弁１９が開き、吸入行程にあるときであってクランク軸角度が上死点後約６０°のときに制御弁１９が閉じるように設定されている。図９において、Ａは排気弁８が開いている時期を示し、Ｂは吸気弁７が開いている時期を示し、Ｃは制御弁１９が開いている時期を示す。また、ＴＤＣは上死点を示し、ＢＤＣは下死点を示す。
【００４３】
図１３中に符号Ｃで示す制御弁１９の開閉時期は、制御弁１９の開度が最大のときのものであり、開度が小さくなることによって、同図中に二点鎖線で示すように短くなる。言い換えれば、この制御弁１９の開閉時期は、開度が小さくなるにしたがって開時期が遅れるとともに閉時期が早くなる。このように開閉時期が開度に対応して変化するのは、前記連通穴７１と貫通穴８１の形状に起因している。すなわち、連通穴７１と貫通穴８１は、スライダ４３が後退する方向に向かうにしたがって開口幅が次第に小さくなるように形成されているから、上述したように開度に連動するように開閉時期が変化する。例えば、図１１（ｂ）に示すように、制御弁１９が開き始めるときの連通穴７１の位置は、貫通穴８１が同図の位置より右側（後退側）に移動することによって同図の位置より下側に移動するから、開時期が遅れる。また、図１１（ｄ）に示すように、制御弁１９が閉じるときの連通穴７１の位置は、貫通穴８１が同図の位置より右側に移動することによって同図の位置より上側に移動するから、閉時期が早くなる。
【００４４】
この制御弁１９の開度（スライダ４３の移動量）は、エンジン１の負荷が相対的に小さいときには開度が相対的に小さくなり、エンジン１の負荷が増大するにしたがって開度も増大するように、前記アクチュエータ５７によってエンジン１の負荷に対応させて増減する。このアクチュエータ５７は、図示していないコントローラによって駆動される。また、前記エンジン１の負荷は、アクセルペダル（図示せず）の操作量に基づいて求めることができる。
【００４５】
アクセルペダルの操作量に対応して制御弁１９の開度を制御するに当たって、この実施の形態による吸気装置１２は、図１４に示すように、アクセルペダルの操作速度が予め定めた速度より遅い場合（緩加速操作の場合）に制御弁１９による吸気制御と、スロットル弁１４による吸気制御とが併用されるように構成されている。詳述すると、前記緩加速操作の場合（アクセルペダルの操作量が予め定めた操作量に達していない場合）であって、図１５中にハッチングを付して示したように、エンジン１の運転域が低負荷・低中速運転域にある場合は、スロットル弁１４が全閉になって制御弁１９のみによってエンジン１の吸気が制御される。アクセルペダルの操作量が前記設定操作量を上回る場合や、エンジン１の運転域が中高負荷・高回転域にある場合には、制御弁１９は開度が最大となるように保持されてスロットル弁１４のみによってエンジン１の吸気が制御される。このように吸気制御を実施するためには、例えば、アクセルペダルの操作量をセンサにより検出し、このセンサの検出結果に基づいてスロットル弁１４をモータによって所定の開度に駆動する構成が採られる。
【００４６】
また、アクセルペダルが急速に大きく踏込まれ、アクセルペダルの操作速度が設定速度より速い場合（急加速操作の場合）は、図１４中に破線で示すように、制御弁１９とスロットル弁１４は、急速に全開位置に駆動され、アクセルペダルの操作量が低減するまで全開状態に保たれる。
【００４７】
上述したように構成された吸気装置１２を装備したエンジン１は、スロットル弁１４の開度が小さいときは、吸入行程が終了して吸気弁７が閉じた後にスロットル弁１４の下流の吸気通路２４内に吸気負圧が残存する。この吸気負圧は、このエンジン１が圧縮行程から爆発行程を経て排出行程に移行するまで吸気通路２４内に暫減しながら存在する。これは、スロットル弁１４の開度が小さいときは、スロットル弁１４の弁体２２と吸気通路２４の壁面との間の隙間が相対的に狭く、ここを通る空気の量は僅かだからである。
【００４８】
エンジン１の一つの気筒が排出行程の終期に達すると、制御弁１９のロータ４２の連通穴７１がその気筒の吸気通路２４に接続された空気出口ポートと貫通穴８１との間に位置するようになる。このとき、アクセルペダルが踏込まれている場合には、制御弁１９の開度は前記踏込み量に対応する開度になり、制御弁１９の空気供給用通路７９が貫通穴８１と連通穴７１とを介して前記気筒毎の空気出口ポート５１〜５４に連通される。例えば、＃１気筒が排気行程の終期に達したときは、空気供給用通路７９が第１の空気出口ポート５１に接続されて制御弁１９が開く。このように制御弁１９が開くことによって、サージタンク１７の上流側の吸気通路５８が連通路５９および空気導入用パイプ５６と、制御弁１９内の空気通路と、パイプ２５〜２８とを介して気筒毎の吸気通路２４に連通される。このため、このときは、新気がサージタンク１７の上流側から制御弁１９を通って吸気通路２４内に導入されることによって吸気通路２４内の吸気負圧が消失し、吸気通路２４内が略大気圧になる。
【００４９】
上述したように大気が吸気通路２４中に導入され、排出行程が終了して吸入行程に移った後に吸気弁７が開く。この吸入行程では、ピストン５が下降することにより、前記吸気通路２４内の略大気圧の空気がシリンダ内に吸入される。したがって、このエンジン１は、吸気負圧に抗してピストンが下降する従来のエンジンに較べてポンピングロスが低減される。吸気通路２４内に導入される大気の導入量は、制御弁１９がエンジン１の負荷に対応する開度となっているために適切な量に制御される。この結果、エンジン運転域の略全域において、ポンピングロスをより一層低減することができる。
【００５０】
上述したように空気がシリンダ内に吸入された後、クランク軸がさらに回転して吸入行程の中期に達すると、制御弁１９が閉じ、吸気通路２４には専らスロットル弁１４を通ってサージタンク１７側から空気が吸込まれるようになる。エンジン１の運転域が低負荷・低中速域にあるときには、スロットル弁１４は全閉状態に保たれ、エンジン１は、制御弁１９を通って供給された吸気によって運転される。この結果、この吸気通路２４中に吸気負圧が生じるが、この吸気負圧は、次回の排気行程の終期で制御弁１９が開くことによって消失する。
【００５１】
この実施の形態による吸気装置１２を装備したエンジン１は、シリンダ内の容積と圧力とが図１６（ａ）に示すように変化する。同図から明らかなように、シリンダ内の圧力は、排出行程から吸入行程に移行するときに殆ど変化することはない。なお、従来の吸気装置を装備したエンジンの場合には、同図（ｂ）に示すように、排出行程が終了して吸気行程に移行し、吸気弁が開いたときに、吸気通路内の吸気負圧がシリンダ内に伝播されるために、ピストンが略停止している（シリンダ内の容積が殆ど変化していない）にもかかわらずシリンダ内の圧力が大きく低下する。
【００５２】
また、この実施の形態による吸気装置１２を装備したエンジン１は、各気筒において吸入行程の初期に略大気圧の空気を吸気通路２４内からシリンダ内に吸入するから、このときに各気筒のスロットル弁１４を通る吸気の量は、吸気通路２４内に吸気負圧が残存する場合に較べると相対的に少なくなる。この実施の形態では、吸入行程に移行しても制御弁１９が開いており、このときにエンジン１は大気導入用連通路からも空気を吸入するから、前記スロットル弁１４を通る吸気の量はより一層少なくなる。
【００５３】
このため、気筒毎のスロットル弁１４から吸入される空気量は、全吸入空気量に対する割合が減少するようになる。したがって、この実施の形態による吸気装置１２を装備することによって、スロットル弁１４の弁体２２や吸気通路２４の壁面の精度を向上させることなく全ての気筒の空燃比を実質的に等しくすることができる。
【００５４】
さらに、この実施の形態による吸気装置１２は、一つの制御弁１９で全ての気筒の大気導入用連通路を開閉することができるから、気筒毎に制御弁１９を設ける場合に較べて部品数を低減することができる。
加えて、前記吸気装置１２は、吸気弁７と排気弁８とが同時に開くとき、すなわちバルブオーバーラップ時に排ガスが吸気通路２４内に逆流するようなことがないか、あったとしても僅かであるから、バルブオーバーラップを拡大しても低負荷運転域で燃焼が安定するようになる。このため、このエンジン１は、低負荷運転域での燃焼安定性を向上させながら、高負荷運転域での出力向上を図ることができる。
【００５５】
このように従来のエンジンに較べて吸気通路２４内の圧力が高くなると、バルブオーバーラップ時にいわゆる内部ＥＧＲにより燃焼室６内に残存する既燃ガスの量が減少する。この結果、エンジン１の運転域が低負荷・低回転域にあるときに燃焼が安定するようになるから、このときの空燃比を相対的に希薄になるように設定することができ、排ガスの清浄化と燃費の向上とを図ることができる。
【００５６】
上述したように内部ＥＧＲが低減すると、エンジン１の熱効率が低下するおそれがある。このような不具合を改善するためには、従来からよく知られているバルブタイミング可変機構を排気カム軸に設け、内部ＥＧＲの要求量が相対的に多くなるエンジン運転域（例えば高負荷・高回転域）で図１３中に一点鎖線で示すように排気弁の閉時期が遅れるように構成する。すなわち、エンジン１の低温始動時は、排気弁の閉時期が相対的に早くなり、高速で運転されるときには、排気弁の閉時期が遅角されるように構成する。排気弁の閉時期を相対的に早くなるように設定することにより、内部ＥＧＲが低減するために、エンジン１が低温状態であったり、排気系の触媒が活性温度に達していない場合でも燃焼が安定する。また、排気弁の閉時期を遅角させることにより、燃焼室内に残る排ガスの量が増大するようになるから、内部ＥＧＲを利用して熱効率（燃費）の向上を図ることができ、しかも、燃焼温度が低下することによりＮＯＸ 生成量を低減することができる。
【００５７】
上述した実施の形態による制御弁１９は、ロータ４２の連通穴７１とスライダ４３の貫通穴８１の形状を五角形状を呈するように形成する例を示したが、これらの穴の開口形状は、図１７および図１８に示すように、三角形状を呈するように形成することができる。図１７および図１８において、前記図１〜図１６によって説明したものと同一もしくは同等の部材については、同一符号を付し詳細な説明を適宜省略する。図１７と図１８において、（ａ）は制御弁の開度が０になるときの連通穴と貫通穴の位置を示し、（ｂ）〜（ｄ）は中間開度で制御弁が開閉する様子を示し、（ｅ）は制御弁の開度が最大になるときの連通穴と貫通穴の位置を示す。
【００５８】
図１７に示す連通穴７１と貫通穴８１の開口形状は、制御弁１９の軸線方向（同図において左右方向）と平行になる第１の辺Ａと、この第１の辺Ａにおけるスライダ４３が前進する方向の一端から前記軸線方向とは垂直に同図の下側へ延びる第２の辺Ｂと、この第２の辺Ｂの他端と前記第１の辺Ａの他端とを接続する第３の辺Ｃとによって三角形状に形成されている。
このように連通穴７１と貫通穴８１とを形成することにより、連通穴７１の傾斜辺である第３の辺Ｃを貫通穴８１が横切ることによって制御弁１９が開き、連通穴７１の第１の辺Ａを横切って貫通穴８１が連通穴７１から離れることによって制御弁１９が閉じる。このため、このように構成された制御弁１９は、スライダ４３が前進することによって開く時期が早くなり、閉じる時期が一定になる。
【００５９】
図１８に示す連通穴７１と貫通穴８１の開口形状は、制御弁１９の軸線方向と平行になる第１の辺Ａと、この第１の辺Ａおけるスライダ４３が前進する方向の一端から前記軸線方向とは垂直に同図の上側へ延びる第２の辺Ｂと、この第２の辺Ｂの他端と前記第１の辺Ａの他端とを接続する第３の辺Ｃとによって三角形状に形成されている。
このように連通穴７１と貫通穴８１とを形成することにより、連通穴７１の第１の辺Ａを貫通穴８１が横切ることによって制御弁１９が開き、連通穴７１の傾斜辺である第３の辺Ｃを横切って貫通穴８１が連通穴７１から離れることによって制御弁１９が閉じる。このため、このように構成された制御弁１９は、開く時期が一定になり、スライダ４３が前進することによって閉じる時期が遅れるようになる。
【００６０】
連通穴７１と貫通穴８１の開口形状を上述したように変更することにより、開閉時期の異なる制御弁１９を容易に形成することができるから、エンジン１の性能に適合するように制御弁１９を構成することができる。なお、上述した各実施の形態では、制御弁１９内の通路における開閉される部分（連通穴７１と貫通穴８１）は、弁体の回転方向の端縁を斜めに傾斜させることによって開閉時期を変える構成を採っているが、前記端縁の形状は、いわゆる階段状に形成することもできる。
【００６１】
本発明に係る制御弁１９は、ＰＣＶやＥＧＲ装置（図示せず）のガス導入口を前記空気供給用通路７９に連通させ、各気筒に略均等にガスが吸入されるように構成することもできる。
【００６２】
さらに、本発明に係る制御弁１９の開く時期は、上述した実施の形態に限定されることはなく、吸気弁７が開くより先に制御弁１９が開くように設定すれば適宜変更することができる。
【００６３】
さらにまた、本発明に係る吸気装置１２は、大気導入用連通路から吸気通路２４内に導入される新気の量が相対的に多くなるように、スロットル弁１４をシリンダヘッド３の吸気ポート１１に可及的近付けて設けることが好ましい。また、気筒毎の吸気通路２４の容積は、１気筒当たりの排気量の約２／３以下が望ましい。
加えて、上述した実施の形態では、本発明に係る吸気装置を多気筒エンジンに装備する例を示したが、本発明による吸気装置は、４サイクルエンジンであればどのようなエンジンにも装備することができ、単気筒エンジンにも装着することができる。
【００６４】
【発明の効果】
以上説明したように本発明によれば、制御弁が開くことにより連通路から吸気通路内に大気が導入され、吸気通路内の吸気負圧が消失するから、次の吸入行程でピストンが下降するときのポンピングロスを低減することができる。また、連通路から吸気通路内に導入される大気の導入量は、エンジンの負荷に対応して変化するから、エンジンの運転域の略全域においてポンピングロスを低減することができる。
したがって、本発明に係る吸気装置を装備することによって、エンジンの燃費と出力とをエンジンの運転域の全域にわたって向上させることができる。
【００６５】
請求項２記載の発明によれば、エンジン運転時において、吸気通路内が負圧になっているときに制御弁が開いて前記連通路から吸気通路内へ大気が導入され、吸気通路内の吸気負圧が消失する。前記大気の導入量は、制御弁のハウジングと弁体とを軸線方向に相対的に偏位させて通路面積を変えることによって制御することができる。すなわち、弁体の軸線方向への相対的な移動により大気導入量を制御することができる。
このため、この制御弁を用いることにより、エンジン運転域の略全域において、次の吸入行程で吸気弁が開いてピストンが下降するときに、シリンダ内に略大気圧の空気が吸入されるようになるから、ポンピングロスを低減することができる。
【００６６】
請求項３記載の発明によれば、気筒毎のスロットル弁から吸入される空気量は、全吸入空気量に対する割合が減少するから、スロットル弁や吸気通路形成用部材の加工精度や組付精度を向上させなくても全ての気筒の空燃比を実質的に等しくすることができるようになる。したがって、製造コストを低く抑えながら、排ガスが清浄になるエンジンの吸気装置を提供することができる。
【００６７】
請求項４記載の発明によれば、一つの制御弁で全ての気筒の大気導入用の連通路を開閉するとともに開度を可変することができるから、制御弁を気筒毎に設ける場合に較べて部品数を低減することができ、コストダウンを図ることができる。
【００６８】
請求項５記載の発明によれば、制御弁のハウジングと弁体とを軸線方向に相対的に偏位させることにおり、制御弁が開閉する時期を変えることができるから、大気導入量の制御のみならず大気導入期間を制御することができ、エンジンの特性に対応した大気導入制御を実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る吸気装置およびエンジンの一部を示す断面図である。
【図２】制御弁の平面図である。
【図３】制御弁の側面図である。
【図４】制御弁の縦断面図である。
【図５】制御弁の縦断面図である。
【図６】制御弁の正面図である。
【図７】図３におけるＶＩＩ−ＶＩＩ線断面図である。
【図８】図６におけるＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線断面図である。
【図９】図３におけるＩＸ−ＩＸ線断面図である。
【図１０】本発明に係る吸気装置の構成図である。
【図１１】制御弁の動作を説明するための図である。
【図１２】制御弁の第１の弁体と第２の弁体の斜視図である。
【図１３】制御弁の開閉時期を示すタイムチャートである。
【図１４】アクセル操作に対する制御弁とスロットル弁の開度の変化を示すグラフである。
【図１５】スロットル弁の制御範囲と制御弁の制御範囲を示すグラフである。
【図１６】エンジンのシリンダ内のＰ−Ｖ線図である。
【図１７】連通穴と貫通穴の他の実施の形態を示す図である。
【図１８】連通穴と貫通穴の他の実施の形態を示す図である。
【符号の説明】
１…エンジン、７…吸気弁、１４…スロットル弁、２４…吸気通路、２５〜２８パイプ、１９…制御弁、２９〜３２…第１〜第４の接続用パイプ、４１…ハウジング、４２…ロータ、４３…スライダ、５１〜５４…第１〜第４の空気出口ポート、７１…連通穴、７９…空気供給用通路、８１…貫通穴。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an intake device for an engine in which a throttle valve is positioned near a cylinder.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, for example, many automobile engines have a structure in which air is supplied from a single throttle valve to a plurality of cylinders (for example, see Patent Document 1). An intake device for this type of engine includes a surge tank in which an intake passage for each cylinder is communicated, and is configured to control the amount of intake air by a throttle valve provided at an air inlet of the surge tank. . In this intake device, since the distance between the throttle valve and the combustion chamber is relatively long, the response of the engine to the throttle operation is relatively low.
[0003]
On the other hand, as an intake device capable of improving the responsiveness of an engine, there is, for example, one disclosed in Japanese Patent Publication No. 7-6464. In the intake device disclosed in this publication, a throttle valve is provided for each cylinder of a multi-cylinder engine, and compared with the intake device in which intake air is distributed from one throttle valve to a plurality of cylinders, a throttle valve and a combustion chamber are provided. Are configured to be shorter. In the intake passage for each cylinder of the intake device, branch passages having an on-off valve are respectively connected to the downstream side of the throttle valve, and communicate with each other via these branch passages. The open / close valve is configured to open when the intake negative pressure on the downstream side of the throttle valve increases and close when the intake negative pressure decreases.
Note that
The applicant was not able to find prior art documents closely related to the present invention by the time of filing, except for the prior art documents specified in the prior art document information described in this specification. .
[0004]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Publication No. 60-41210 (FIG. 2)
[0005]
[Patent Document 2]
Japanese Patent Publication No. 7-6464 (Fig. 1)
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the intake device in which the throttle valve is located near the cylinder as described above, there is a problem that the fuel efficiency is significantly reduced when the opening of the throttle valve is relatively small. This was due to an increase in engine power loss, so-called pumping loss. In this type of intake device, since the throttle valve is located near the combustion chamber, the volume of the intake passage between the throttle valve and the combustion chamber is relatively small, and when the opening of the throttle valve is small, The intake negative pressure in the intake passage becomes excessively large.
[0007]
This excessive intake negative pressure remains in the intake passage until the intake valve is opened again, even though air is sucked into the intake passage via the throttle valve after the intake valve is closed. The reason why the intake negative pressure remains is that when the opening of the throttle valve is small, the amount of air flowing into the intake passage through the throttle valve is small. This is because the negative pressure does not disappear.
That is, since the intake negative pressure remains in the intake passage as described above, the piston must descend in the next intake stroke against the suction force formed by the intake negative pressure, and as described above, the pumping loss And the fuel efficiency is reduced.
[0008]
In the intake device described in Patent Document 2, since the intake passage of each cylinder is communicated with each other via the branch passage when the opening degree of the throttle valve is small, the other cylinders ( The intake negative pressure propagates from the intake passage of another cylinder in the intake stroke). For this reason, in this intake device, when the opening of the throttle valve is small, the intake negative pressure downstream of the throttle valve always increases, so that the pumping loss further increases.
[0009]
In this intake device, the intake passage of each cylinder and the intake passage of the other cylinder are formed so as to be isolated from each other, and by preventing the intake negative pressure from being transmitted to the intake passage of the other cylinder, It is possible to prevent the pumping loss from becoming excessively large. However, if such a configuration is adopted, the intake air amount differs for each cylinder, so that the accuracy of the peripheral parts of the throttle valve must be further improved in order to make the intake air amount of each cylinder substantially equal. Must. In addition, it takes much time for adjustment during assembly, and it is also difficult to maintain accuracy for a long time.
[0010]
As described above, the difference in intake air amount for each cylinder is due to the processing accuracy and assembly accuracy of each throttle valve, and the amount of wear of the part that contacts the intake passage wall when fully closed, etc. Because That is, the clearance between the valve body of the throttle valve and the wall surface of the intake passage, the angle of the valve body, and the like differ for each cylinder, and the intake air amount varies as described above. In order to make the intake air amount substantially equal in all cylinders, the throttle valve and the member for forming the intake passage must be machined with high accuracy, and the production cost is significantly increased.
[0011]
The present invention has been made in order to solve such a problem, and an object of the present invention is to provide an intake device for an engine that can reduce pumping loss and improve fuel efficiency.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve this object, an intake device for an engine according to the present invention provides a communication passage communicating with the atmosphere in an intake passage between a throttle valve and an intake valve, and the intake valve is closed in this communication passage. A control valve whose opening degree sometimes changes according to the load of the engine is interposed.
[0013]
According to the present invention, at the time of engine operation, when the pressure in the intake passage is negative, the control valve opens to introduce air from the communication passage into the intake passage, and the intake negative pressure in the intake passage disappears I do. The introduced amount of the atmosphere changes according to the load of the engine.
For this reason, when the intake valve opens and the piston descends in the next intake stroke in substantially the entire engine operating range, substantially atmospheric pressure air is sucked into the cylinder, thereby reducing pumping loss. be able to.
[0014]
According to a second aspect of the present invention, there is provided an intake system for an engine, wherein a communication passage communicating with the atmosphere is provided in an intake passage between the throttle valve and the intake valve, and a valve that rotates in synchronization with the engine is provided in the communication passage. A control valve comprising a rotary valve which has a body and changes its opening when the intake valve is closed, wherein the control valve is connected to a housing for rotatably supporting the valve body by connecting the engine to the housing. A passage is connected, an air supply passage formed in the valve body communicates with the communication passage by rotation of the valve body, and the housing and the valve body are relatively displaced in the axial direction of the valve body. This makes the passage area at the time of communication variable.
[0015]
According to the present invention, when the engine is in operation, the control valve is opened when the pressure in the intake passage is negative, air is introduced from the communication passage into the intake passage, and the negative pressure in the intake passage disappears. I do. The introduction amount of the atmosphere can be controlled by relatively displacing the housing of the control valve and the valve body in the axial direction to change the passage area. That is, the amount of air introduced can be controlled using a rotary valve. For this reason, when the intake valve opens and the piston descends in the next intake stroke in substantially the entire engine operating range, substantially atmospheric pressure air is sucked into the cylinder, thereby reducing pumping loss. be able to.
[0016]
According to a third aspect of the present invention, in the intake device for an engine according to the first or second aspect, the communication passage and the control valve are provided for each cylinder of the multi-cylinder engine. Things.
According to the present invention, substantially atmospheric pressure air is drawn into the cylinder from the intake passage at the beginning of the suction stroke in each cylinder. At this time, the amount of intake air passing through the throttle valve of each cylinder is relatively small as compared with the case where intake negative pressure remains in the intake passage. For this reason, since the ratio of the amount of air taken in from the throttle valve for each cylinder to the total amount of intake air decreases, even if the processing accuracy and assembly accuracy of the throttle valve and the member for forming the intake passage are not improved, The air-fuel ratio of the cylinder can be made substantially equal.
[0017]
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided the engine intake device according to the third aspect of the present invention, wherein the control valve is provided with a housing to which a communication passage for each cylinder is connected, and a housing inside the housing. A first valve body which is rotatably supported and is formed of a cylinder which rotates in synchronization with the engine; and a load of the engine which is slidably fitted inside the first valve body in a rotational direction and an axial direction. And a second valve body comprising a cylinder that moves in the axial direction corresponding to the rotary valve. An air supply passage is formed inside the second valve body, and a through hole is formed in the peripheral wall. A plurality of passages are formed to correspond to the connection portions of the communication passages of the housing, and the valve body rotates between the through holes and the connection portions of the communication passages on the peripheral wall of the first valve body. And the connection between the through hole and the communication passage Is obtained by selectively forming the communication hole that communicates.
According to the present invention, it is possible to open and close the communication passages for introducing the atmosphere of all the cylinders with one control valve and change the opening degree of the passages.
[0018]
According to a fifth aspect of the present invention, in the intake device for an engine according to the second aspect of the present invention, the opening shape of a portion of the passage in the control valve that is opened and closed is determined by a rotation direction of the valve body. Are formed so that the position of the edge changes in the rotation axis direction.
According to the present invention, the housing of the control valve and the valve body are relatively displaced in the axial direction, so that the timing at which the control valve opens and closes can be changed.
[0019]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of an intake device for an engine according to the present invention will be described in detail with reference to FIGS.
1 is a sectional view showing a part of an intake device and an engine according to the present invention, FIG. 2 is a plan view of a control valve, FIG. 3 is a side view of the control valve, and FIGS. 4 and 5 are longitudinal sectional views of the control valve. 4 shows a fully closed state, and FIG. 5 shows a fully opened state. 6 is a front view of the control valve, FIG. 7 is a sectional view taken along line VII-VII in FIG. 3, FIG. 8 is a sectional view taken along line VIII-VIII in FIG. 6, FIG. 9 is a sectional view taken along line IX-IX in FIG. 1 is a configuration diagram of an intake device according to the present invention.
[0020]
FIG. 11 is a view for explaining the operation of the control valve, FIG. 12 is a perspective view of a first valve body and a second valve body of the control valve, FIG. 13 is a time chart showing opening / closing timing of the control valve, and FIG. 7A is a graph showing a change in the opening degree of the control valve and the throttle valve with respect to the accelerator operation. FIG. 7A shows a change in the opening degree of the throttle valve, and FIG. 7B shows a change in the opening degree of the control valve. FIG. 3C shows a change in the operation amount of the accelerator pedal. FIG. 15 is a graph showing the control range of the throttle valve and the control range of the control valve. FIG. 16 is a PV diagram in the cylinder of the engine. FIG. 15A shows an engine equipped with an intake device according to the present invention. FIG. 2 shows a PV diagram, and FIG. 2B shows a PV diagram of the conventional engine.
[0021]
In these figures, what is indicated by reference numeral 1 is a four-cylinder engine according to this embodiment. Reference numeral 2 denotes a cylinder body of the engine 1, 3 denotes a cylinder head, 4 denotes a head cover, 5 denotes a piston, 6 denotes a combustion chamber, 7 denotes an intake valve, 8 denotes an exhaust valve, 9 denotes an intake camshaft, and 10 denotes an exhaust camshaft. Are respectively shown.
In the cylinder head 3, an intake port 11 of each cylinder is opened on one side, and an intake device 12 according to the present invention is connected to an opening of the intake port 11. An injector 13 for supplying fuel into the intake port 11 is attached to a portion of the cylinder head 3 between the intake port 11 of each cylinder and the intake camshaft 9.
[0022]
As shown in FIGS. 1 and 10, the intake device 12 is connected to a throttle valve 14 for each cylinder attached to the cylinder head 3 and an upstream end of each of the throttle valves 14 via a joint 15. An intake pipe 16, one surge tank 17 connected to the upstream end of the intake pipe 16, an air cleaner 18 connected to the upstream end of the surge tank 17, and the intake pipe 16 in FIG. It is constituted by a control valve 19 and the like provided so as to be located above the reference numeral 16.
[0023]
The throttle valve 14 is a butterfly valve, and is attached to the cylinder head 3 in a state where the axis of the valve shaft 21 is parallel to the direction in which the cylinders are arranged. The valve shafts 21 of the respective throttle valves 14 are connected to each other via, for example, a link (not shown) so that all the throttle valves 14 are linked. The valve element 22 of the throttle valve 14 is formed so as to substantially close the intake passage when fully closed.
[0024]
As shown in FIG. 10, an intake passage 24 downstream of the throttle valve 14 is connected to a control valve 19 described later via pipes 25 to 28 as communication passages communicating with the atmosphere. One end (downstream end) of each of the pipes 25 to 28 is attached to a portion of the cylinder head 3 facing the injector 13 with the intake passage 24 interposed therebetween, as shown in FIG. As shown in FIGS. 2 and 3, the upstream ends of these pipes 25 to 28 are connected to first to fourth connection pipes 29 to 32 of the control valve 19, which will be described later.
[0025]
The intake passage 24 of the # 1 cylinder of the engine 1 is connected to a first connection pipe 29 of the control valve 19 via a pipe 25, and the intake passage 24 of the # 2 cylinder is connected to the control valve 19 via a pipe 26. Is connected to the fourth connection pipe 32. The intake passage 24 of the # 3 cylinder is connected to the second connection pipe 30 of the control valve 19 via a pipe 27, and the intake passage 24 of the # 4 cylinder is connected to the second connection pipe 30 of the control valve 19 via a pipe 28. 3 is connected to the connection pipe 31.
[0026]
As shown in FIGS. 2 to 9, the control valve 19 is provided with a rotor 42 rotatably supported inside a housing 41 and fitted inside the rotor 42 so as to be movable in the axial direction. It is constituted by a rotary valve having a slider 43 and is supported by the intake pipe 16 via a stay (not shown). According to this embodiment, the rotor 42 constitutes the first valve element according to the present invention, and the slider constitutes the second valve element according to the present invention.
[0027]
As shown in FIGS. 2 to 5, the housing 41 includes a first housing 44 having the first to fourth connection pipes 29 to 32, and one end of the first housing 44 (see FIGS. 5 includes a front cover 45 attached to the left end (the left end in FIG. 5) and a second housing 46 attached to the other end of the first housing 44. These housing components are fastened to each other by four fixing bolts 47 which penetrate through the front cover 45 and the first housing 44 and are screwed to the second housing 46 as shown in FIGS. Have been.
[0028]
The first housing 44 is formed to have a cylindrical shape, and mounting flanges 48 of the connection pipes 29 to 32 are fixed to the outer peripheral portion at four circumferential positions by fixing bolts 49, respectively. As shown in FIGS. 6 and 9, the first to fourth connection pipes 29 to 32 are connected to the engine in the order of ignition (# 1 cylinder → # 3 cylinder → # The cylinders are arranged in the rotation direction of the rotor 42 (clockwise in FIGS. 6 and 9) so as to correspond to four cylinders # 2 cylinder.
[0029]
As shown in FIG. 9, the first housing 44 and the mounting flange 48 are connected to the first housing 44 and the first to fourth connection pipes 29 to 32. First to fourth air outlet ports 51 to 54 are formed. These air outlet ports 51 to 54 are formed at four positions equally arranged in the circumferential direction of the first housing 44.
[0030]
As shown in FIGS. 4 and 5, the front cover 45 is formed to have a plate shape, and is fitted to the first housing 44 in a state where a shaft 55 of a rotor 42 described later penetrates a center portion. ing.
The second housing 46 is formed to have a cylindrical shape with a bottom, and an opening is fitted to the first housing 44. At the bottom of the second housing 46, a pipe 56 for introducing the atmosphere into the control valve 19 is fixed, and as shown in FIGS. 3 and 7, an actuator 57 for driving the slider 43 is provided. Is provided.
As shown in FIG. 10, the pipe 56 is connected to an intake passage 58 on the upstream side of the surge tank 17 via a communication pipe 59.
[0031]
As shown in FIGS. 3 and 7, the actuator 57 includes a motor 61 fixed to the second housing 46 so that the axial direction is orthogonal to the axial direction of the second housing 46, and a shaft 61a of the motor 61. The arm 63 has one end fixed to the other end and the other end engaged with the pin 62 of the slider 43, and a return torsion coil spring 64 mounted on the shaft 61a. The housing 46 is configured to reciprocate in the axial direction. The actuator 57 is housed in a recess 65 formed in the second housing 46. The opening of the recess 65 is closed by a lid 66 as shown in FIG.
[0032]
As shown in FIGS. 4, 5, 8 and 12, the rotor 42 includes a cylinder 67 fitted in the first housing 44 and the shaft 55 formed integrally with one end of the cylinder 67. , And are rotatably supported by the front cover 45 and the second housing 46 by bearings 68 and 69.
The cylinder 67 is rotatably fitted in the first housing 44, and a communication hole 71 is formed at a position corresponding to the first to fourth air outlet ports 51 to 54 in the axial direction. As shown in FIGS. 11 and 12, the opening shape of the communication hole 71 is formed to have a pentagonal shape in which two sides of a horizontal isosceles triangle are expanded so as to protrude outward in the middle.
[0033]
The shaft 55 of the rotor 42 is formed so as to protrude outward from the front cover 45. A pulley 72 is attached to a shaft end, and a shaft hole 73 formed of a non-through hole is formed inside. The pulley 72 constitutes a part of a belt-type transmission device denoted by reference numeral 74 in FIG. 1, and the rotation of the intake camshaft 9 is transmitted via a belt (not shown). In this embodiment, the pulley 72 and the rotor 42 rotate clockwise in FIGS. 6 and 9 by one rotation of the intake camshaft 9. That is, the rotor 42 rotates in synchronization with the engine 1, and the communication hole 71 of the rotor 42 is sequentially communicated with the first to fourth air outlet ports 51 to 54 every time the rotor 42 rotates １ ／. You.
[0034]
As shown in FIGS. 4, 5, 8 and 12, the slider 43 has a slider body 75 slidably fitted in a cylinder 67 of the rotor 42, and protrudes from one end of the slider body 75. The supporting rod 76 and the cylindrical shaft 77 connected to the other end of the slider body 75 are formed to have a bottomed cylindrical shape, and are moved in the axial direction by a bearing 78 in the second housing 46. It is freely supported.
In the slider main body 75, a hole 80 that forms an air supply passage 79 together with the space in the cylindrical shaft 77 is formed in the axial center portion. The hole 80 communicates with the outside of the slider body (inside the rotor 42) via a through hole 81 formed to penetrate the slider body 75 in the radial direction. As shown in FIG. 9, the through holes 81 are formed at four positions in the circumferential direction of the slider body 75 so as to correspond to the first to fourth air outlet ports 51 to 54. As shown in FIG. 11, the shape of the opening in the through hole 81 located on the outer peripheral surface of the slider body 75 is formed to be the same as the shape of the communication hole 71 of the rotor 42.
[0035]
The support rod 76 projecting from the slider body 75 is fitted into a shaft hole 73 of the rotor 42 through a slide bearing 82 as shown in FIGS. It is movably supported to. The axial center of the support rod 76 and the slider body 75 do not hinder the movement of the slider 43 due to the compression or expansion of the air in the rotor 42 due to the movement of the slider 43 within the rotor 42. Thus, a through hole 83 for venting air is formed.
[0036]
As shown in FIGS. 4 and 5, the cylindrical shaft 77 of the slider 43 has a groove 84 extending in the axial direction on the outer peripheral surface of the end opposite to the slider body 75. When the guide pin 85 (see FIG. 7) on the second housing 46 side is slidably fitted, the rotation is regulated while the second housing 46 is allowed to move in the axial direction. I have. The air introduction pipe 56 fixed to the second housing 46 is slidably fitted to the end of the cylindrical shaft 77.
[0037]
The slider 43 according to this embodiment is configured to be movable in the axial direction with respect to the housing 41 and the rotor 42 by a length substantially equal to the axial length of the communication hole 71 of the rotor 42. More specifically, as shown in FIG. 11A, one end (the left end in FIG. 11) of a through hole 81 formed in the slider body 75 is connected to the other end of the communication hole 71 of the rotor 42 (see FIG. 11A). A position that coincides with the axial direction with the right end in the drawing, that is, a position where the communication hole 71 and the through hole 81 do not overlap when viewed from the radial direction even if the rotor 42 rotates (hereinafter, this position is simply referred to as the position). (E.g., a retreat position) and a position where the communication hole 71 and the through hole 81 overlap as viewed from the radial direction (hereinafter, this position is simply referred to as an advance position) as shown in FIG. It is formed so that it can be done. FIG. 4 shows the control valve 19 when the slider 43 is at the retreat position, and FIG. 5 shows the control valve 19 when the slider 43 is at the forward position.
[0038]
When the slider 43 is located at the retracted position, even if the rotor 42 rotates and the communication hole 71 moves around the slider 43 in the circumferential direction as shown in FIGS. Since the communication hole 71 and the through hole 81 do not overlap, at this time, the intake negative pressure from the intake passage 24 of the engine 1 causes the pipes 25 to 28 and the first to fourth connection pipes 29 to 32 Even if it acts on the air outlet ports 51 to 54 in the control valve 19 through the above, air does not flow from the inside of the control valve 19 to the engine 1 side.
[0039]
When the slider 43 moves leftward in FIG. 4 (forwards) from the state described above, the rotor 42 rotates and the communication hole 71 moves in the circumferential direction around the slider 43 as shown in FIGS. 11B to 11C. By moving, one of the four through holes 81 and the communication hole 71 overlap when viewed from the outside in the radial direction. The overlapping portion of these two holes is shown by hatching in FIG.
[0040]
By overlapping the communication hole 71 and the through hole 81 in this way, an air passage formed by these two holes is formed, and an air supply passage 79 in the slider 43 and an air outlet port on the housing 41 side are formed through the air passage. 51 to 54 communicate with each other. For this reason, in this state, the negative pressure of the intake air from the intake passage 24 of the engine 1 flows through the pipes 25 to 28 and the first to fourth connection pipes 29 to 32 to the air outlet ports 51 to 51 in the control valve 19. By acting on 54, air flows from inside the control valve 19 to the engine 1 side.
[0041]
The area of the overlapping portion between the communication hole 71 and the through hole 81 becomes relatively small when the moving amount (advance amount) of the slider 43 is relatively small, and becomes maximum when the slider 43 advances to the advance position. Become. Since the area corresponds to the opening degree of the control valve 19, the opening degree of the control valve 19 gradually increases from 0 as the slider 43 advances from the retracted position, and the slider 43 reaches the advanced position. Be the largest.
[0042]
When the control valve 19 opens and closes, when the cylinder reaches the end of the exhaust stroke, the communication hole 71 starts to overlap with one of the four through holes 81 (the control valve opens). After the cylinder shifts to the intake stroke, the crankshaft (not shown) rotates by a predetermined angle, so that the overlapping portion between the two holes disappears (the control valve closes). For example, as shown in FIG. 5 and FIG. 11 (e), in an operation state in which the opening of the control valve 19 is maximized, as shown in FIG. The control valve 19 is set to open when the shaft angle is about 60 ° before top dead center, and closed when the crankshaft angle is about 60 ° after top dead center during the suction stroke. ing. In FIG. 9, A indicates the time when the exhaust valve 8 is open, B indicates the time when the intake valve 7 is open, and C indicates the time when the control valve 19 is open. TDC indicates top dead center, and BDC indicates bottom dead center.
[0043]
The opening / closing timing of the control valve 19 indicated by the symbol C in FIG. 13 is a timing when the opening of the control valve 19 is the maximum, and as the opening decreases, as shown by a two-dot chain line in FIG. Be shorter. In other words, the opening / closing timing of the control valve 19 is such that as the opening degree decreases, the opening timing is delayed and the closing timing is advanced. The reason that the opening / closing timing changes according to the opening degree is due to the shapes of the communication hole 71 and the through hole 81. That is, since the communication hole 71 and the through hole 81 are formed so that the opening width gradually decreases as the slider 43 moves in the retreating direction, the opening / closing timing is changed so as to interlock with the opening degree as described above. I do. For example, as shown in FIG. 11B, when the control valve 19 starts to open, the position of the communication hole 71 is determined by moving the through hole 81 to the right (retreating side) from the position of FIG. Since it moves to the lower side, the opening timing is delayed. Also, as shown in FIG. 11D, the position of the communication hole 71 when the control valve 19 is closed moves upward from the position in FIG. 11 by moving the through hole 81 to the right from the position in FIG. Therefore, the closing time is earlier.
[0044]
The opening of the control valve 19 (movement of the slider 43) is relatively small when the load on the engine 1 is relatively small, and increases as the load on the engine 1 increases. In addition, the actuator 57 increases or decreases according to the load of the engine 1. The actuator 57 is driven by a controller (not shown). Further, the load on the engine 1 can be obtained based on the operation amount of an accelerator pedal (not shown).
[0045]
In controlling the opening of the control valve 19 in accordance with the operation amount of the accelerator pedal, the intake device 12 according to the present embodiment, as shown in FIG. 14, is used when the operation speed of the accelerator pedal is lower than a predetermined speed. In the case of the slow acceleration operation, the intake control by the control valve 19 and the intake control by the throttle valve 14 are used together. More specifically, this is the case of the slow acceleration operation (when the operation amount of the accelerator pedal does not reach the predetermined operation amount), and as shown by hatching in FIG. When the region is in the low-load / low-medium-speed operation region, the throttle valve 14 is fully closed, and the intake of the engine 1 is controlled only by the control valve 19. When the operation amount of the accelerator pedal exceeds the set operation amount, or when the operation range of the engine 1 is in the medium-high load / high rotation range, the control valve 19 is held so that the opening degree is maximized, and the throttle valve is controlled. The intake of the engine 1 is controlled by only 14. In order to perform the intake control in this manner, for example, a configuration is adopted in which the operation amount of the accelerator pedal is detected by a sensor, and the throttle valve 14 is driven to a predetermined opening by a motor based on the detection result of the sensor. .
[0046]
When the accelerator pedal is rapidly depressed greatly and the operation speed of the accelerator pedal is faster than the set speed (in the case of a rapid acceleration operation), the control valve 19 and the throttle valve 14, as shown by the broken lines in FIG. It is rapidly driven to the fully open position, and is kept in the fully open state until the operation amount of the accelerator pedal is reduced.
[0047]
When the opening degree of the throttle valve 14 is small, the engine 1 equipped with the intake device 12 configured as described above has an intake passage 24 downstream of the throttle valve 14 after the intake stroke is completed and the intake valve 7 is closed. The intake negative pressure remains inside. This intake negative pressure is present in the intake passage 24 while being temporarily reduced until the engine 1 shifts from the compression stroke to the exhaust stroke through the explosion stroke. This is because when the opening of the throttle valve 14 is small, the gap between the valve body 22 of the throttle valve 14 and the wall surface of the intake passage 24 is relatively narrow, and the amount of air passing therethrough is small.
[0048]
When one cylinder of the engine 1 reaches the end of the exhaust stroke, the communication hole 71 of the rotor 42 of the control valve 19 is located between the air outlet port connected to the intake passage 24 of the cylinder and the through hole 81. become. At this time, when the accelerator pedal is depressed, the opening of the control valve 19 becomes an opening corresponding to the depression amount, and the air supply passage 79 of the control valve 19 is connected to the through hole 81 and the communication hole 71. Through the air outlet ports 51 to 54 of the respective cylinders. For example, when the # 1 cylinder has reached the end of the exhaust stroke, the air supply passage 79 is connected to the first air outlet port 51 and the control valve 19 is opened. By opening the control valve 19 in this manner, the intake passage 58 on the upstream side of the surge tank 17 is connected to the communication passage 59 and the air introduction pipe 56, the air passage in the control valve 19, and the pipes 25 to 28. It is communicated with the intake passage 24 for each cylinder. Therefore, at this time, fresh air is introduced into the intake passage 24 from the upstream side of the surge tank 17 through the control valve 19, so that the intake negative pressure in the intake passage 24 disappears, and the inside of the intake passage 24 becomes empty. It becomes almost atmospheric pressure.
[0049]
As described above, the atmosphere is introduced into the intake passage 24, and the intake valve 7 is opened after the exhaust stroke ends and the process moves to the intake stroke. In this suction stroke, the air at approximately atmospheric pressure in the intake passage 24 is sucked into the cylinder by the piston 5 descending. Therefore, pumping loss of this engine 1 is reduced as compared with the conventional engine in which the piston descends against the intake negative pressure. The amount of air introduced into the intake passage 24 is controlled to an appropriate amount because the control valve 19 has an opening corresponding to the load of the engine 1. As a result, pumping loss can be further reduced over substantially the entire engine operating range.
[0050]
After the air is sucked into the cylinder as described above, when the crankshaft further rotates and reaches the middle stage of the suction stroke, the control valve 19 is closed, and the surge tank 17 passes through the intake passage 24 exclusively through the throttle valve 14. Air is sucked in from the side. When the operating range of the engine 1 is in the low-load / low-medium-speed range, the throttle valve 14 is kept in the fully closed state, and the engine 1 is operated by the intake air supplied through the control valve 19. As a result, an intake negative pressure is generated in the intake passage 24, but this intake negative pressure disappears when the control valve 19 opens at the end of the next exhaust stroke.
[0051]
In the engine 1 equipped with the intake device 12 according to this embodiment, the volume and the pressure in the cylinder change as shown in FIG. As can be seen from the figure, the pressure in the cylinder hardly changes when shifting from the discharge stroke to the suction stroke. In the case of an engine equipped with a conventional intake device, as shown in FIG. 3B, the exhaust stroke ends and the process shifts to the intake stroke. When the intake valve opens, the intake air in the intake passage is opened. Since the negative pressure is propagated in the cylinder, the pressure in the cylinder is greatly reduced even though the piston is substantially stopped (the volume in the cylinder has hardly changed).
[0052]
Further, the engine 1 equipped with the intake device 12 according to the present embodiment draws substantially atmospheric pressure air into the cylinder from the intake passage 24 at the beginning of the intake stroke in each cylinder. The amount of intake air passing through the valve 14 is relatively small as compared with the case where intake negative pressure remains in the intake passage 24. In this embodiment, the control valve 19 is open even during the transition to the intake stroke. At this time, the engine 1 also sucks air from the communication passage for air introduction. Even less.
[0053]
For this reason, the ratio of the amount of air taken in from the throttle valve 14 for each cylinder to the total amount of intake air decreases. Therefore, by providing the intake device 12 according to this embodiment, the air-fuel ratio of all cylinders can be made substantially equal without improving the accuracy of the valve body 22 of the throttle valve 14 and the wall surface of the intake passage 24. it can.
[0054]
Furthermore, the intake device 12 according to this embodiment can open and close the air introduction communication passages of all the cylinders with one control valve 19, so that the number of parts is smaller than when the control valves 19 are provided for each cylinder. Can be reduced.
In addition, in the intake device 12, when the intake valve 7 and the exhaust valve 8 are simultaneously opened, that is, when the valve overlaps, exhaust gas does not flow back into the intake passage 24, or is little if any. Therefore, even if the valve overlap is enlarged, the combustion becomes stable in the low load operation range. Therefore, the engine 1 can improve output in a high-load operation range while improving combustion stability in a low-load operation range.
[0055]
As described above, when the pressure in the intake passage 24 becomes higher than that in the conventional engine, the amount of burned gas remaining in the combustion chamber 6 due to so-called internal EGR at the time of valve overlap decreases. As a result, the combustion becomes stable when the operating range of the engine 1 is in the low-load / low-speed range, so that the air-fuel ratio at this time can be set to be relatively lean, and the exhaust gas Purification and improvement in fuel efficiency can be achieved.
[0056]
As described above, when the internal EGR decreases, the thermal efficiency of the engine 1 may decrease. In order to remedy such a problem, a conventionally well-known variable valve timing mechanism is provided on the exhaust camshaft, and an engine operating range where the required amount of internal EGR is relatively large (for example, a high load / high engine speed). 13), the closing timing of the exhaust valve is configured to be delayed as indicated by the dashed line in FIG. That is, when the engine 1 is started at a low temperature, the closing timing of the exhaust valve is relatively advanced, and when operating at high speed, the closing timing of the exhaust valve is retarded. By setting the closing timing of the exhaust valve to be relatively early, the internal EGR is reduced, so that combustion can be performed even when the engine 1 is in a low temperature state or the exhaust system catalyst has not reached the activation temperature. Stabilize. Further, by delaying the closing timing of the exhaust valve, the amount of exhaust gas remaining in the combustion chamber increases, so that the internal EGR can be used to improve the thermal efficiency (fuel efficiency), and furthermore, the combustion can be improved. NO due to temperature drop X The amount of generation can be reduced.
[0057]
The control valve 19 according to the above-described embodiment shows an example in which the shapes of the communication hole 71 of the rotor 42 and the through hole 81 of the slider 43 are formed to have a pentagonal shape. As shown in FIG. 17 and FIG. 18, it can be formed to have a triangular shape. In FIGS. 17 and 18, the same or equivalent members as those described with reference to FIGS. 17 and 18, (a) shows the positions of the communication hole and the through hole when the opening of the control valve becomes 0, and (b) to (d) show how the control valve opens and closes at an intermediate opening. (E) shows the positions of the communication hole and the through hole when the opening of the control valve is maximized.
[0058]
The opening shapes of the communication hole 71 and the through hole 81 shown in FIG. 17 are such that the first side A that is parallel to the axial direction of the control valve 19 (the left-right direction in the figure) and the slider 43 on the first side A are A second side B extending from one end in the forward direction to the lower side of the figure perpendicularly to the axial direction is connected to the other end of the second side B and the other end of the first side A. A third side C forms a triangle.
By forming the communication hole 71 and the through hole 81 in this way, the control valve 19 is opened by the through hole 81 crossing the third side C, which is an inclined side of the communication hole 71, and the first communication hole 71 is opened. When the through hole 81 moves away from the communication hole 71 across the side A, the control valve 19 is closed. For this reason, the control valve 19 configured as described above opens earlier when the slider 43 advances, and has a constant closing time.
[0059]
The opening shapes of the communication hole 71 and the through hole 81 shown in FIG. 18 are such that the first side A parallel to the axial direction of the control valve 19 and one end of the first side A in the direction in which the slider 43 moves forward are A triangle is formed by a second side B extending perpendicularly to the axial direction and upward in the figure, and a third side C connecting the other end of the second side B and the other end of the first side A. It is formed in a shape.
By forming the communication hole 71 and the through hole 81 in this manner, the control valve 19 is opened by the through hole 81 crossing the first side A of the communication hole 71, and the third side, which is the inclined side of the communication hole 71, is formed. When the through hole 81 moves away from the communication hole 71 across the side C, the control valve 19 is closed. For this reason, the control valve 19 configured as described above has a constant opening timing, and the closing timing is delayed by the slider 43 moving forward.
[0060]
By changing the opening shapes of the communication hole 71 and the through hole 81 as described above, it is possible to easily form the control valves 19 having different opening / closing timings. Can be configured. In each of the above-described embodiments, the opening / closing portion (the communication hole 71 and the through hole 81) in the passage in the control valve 19 adjusts the opening / closing timing by inclining the end of the valve body in the rotation direction. Although the configuration is changed, the shape of the edge may be formed in a so-called stepped shape.
[0061]
The control valve 19 according to the present invention may be configured such that a gas introduction port of a PCV or an EGR device (not shown) communicates with the air supply passage 79 so that gas is substantially uniformly sucked into each cylinder. it can.
[0062]
Further, the opening timing of the control valve 19 according to the present invention is not limited to the above-described embodiment, and can be changed as appropriate by setting the control valve 19 to open before the intake valve 7 opens. it can.
[0063]
Still further, the intake device 12 according to the present invention adjusts the throttle valve 14 to the intake port 11 of the cylinder head 3 so that the amount of fresh air introduced into the intake passage 24 from the air introduction communication passage becomes relatively large. Is preferably provided as close as possible. Further, the capacity of the intake passage 24 for each cylinder is desirably about 2/3 or less of the displacement per cylinder.
In addition, in the above-described embodiment, an example is shown in which the intake device according to the present invention is provided in a multi-cylinder engine, but the intake device according to the present invention is provided in any engine as long as it is a 4-cycle engine. And can be installed on single-cylinder engines.
[0064]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, by opening the control valve, the atmosphere is introduced into the intake passage from the communication passage, and the intake negative pressure in the intake passage disappears, so that the piston descends in the next suction stroke. The pumping loss at the time can be reduced. Further, since the amount of air introduced from the communication passage into the intake passage changes according to the load of the engine, the pumping loss can be reduced over substantially the entire operating range of the engine.
Therefore, by providing the intake device according to the present invention, the fuel efficiency and output of the engine can be improved over the entire operating range of the engine.
[0065]
According to the second aspect of the present invention, during operation of the engine, when the pressure in the intake passage is negative, the control valve is opened, and the atmosphere is introduced from the communication passage into the intake passage. The negative pressure disappears. The introduction amount of the atmosphere can be controlled by relatively displacing the housing of the control valve and the valve body in the axial direction to change the passage area. That is, the amount of air introduced can be controlled by the relative movement of the valve body in the axial direction.
For this reason, by using this control valve, substantially at atmospheric pressure air is sucked into the cylinder when the intake valve opens and the piston descends in the next suction stroke in almost the entire engine operating range. Therefore, pumping loss can be reduced.
[0066]
According to the third aspect of the invention, since the ratio of the amount of air taken in from the throttle valve for each cylinder to the total amount of intake air decreases, the processing accuracy and assembly accuracy of the throttle valve and the member for forming the intake passage are reduced. It is possible to make the air-fuel ratios of all the cylinders substantially equal without increasing them. Therefore, it is possible to provide an intake device for an engine in which exhaust gas is cleaned while keeping manufacturing costs low.
[0067]
According to the fourth aspect of the present invention, since the communication path for introducing air into all cylinders can be opened and closed and the degree of opening can be varied by one control valve, the control valve is provided for each cylinder as compared with the case where a control valve is provided for each cylinder. The number of parts can be reduced, and the cost can be reduced.
[0068]
According to the fifth aspect of the present invention, since the housing of the control valve and the valve element are relatively displaced in the axial direction, the timing at which the control valve opens and closes can be changed. In addition, the air introduction period can be controlled, and the air introduction control corresponding to the characteristics of the engine can be performed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view showing a part of an intake device and an engine according to the present invention.
FIG. 2 is a plan view of a control valve.
FIG. 3 is a side view of the control valve.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view of a control valve.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a control valve.
FIG. 6 is a front view of a control valve.
FIG. 7 is a sectional view taken along line VII-VII in FIG. 3;
FIG. 8 is a sectional view taken along line VIII-VIII in FIG. 6;
FIG. 9 is a sectional view taken along line IX-IX in FIG. 3;
FIG. 10 is a configuration diagram of an intake device according to the present invention.
FIG. 11 is a diagram for explaining the operation of the control valve.
FIG. 12 is a perspective view of a first valve body and a second valve body of the control valve.
FIG. 13 is a time chart showing the opening / closing timing of a control valve.
FIG. 14 is a graph showing a change in opening of a control valve and a throttle valve with respect to an accelerator operation.
FIG. 15 is a graph showing a control range of a throttle valve and a control range of a control valve.
FIG. 16 is a PV diagram in the cylinder of the engine.
FIG. 17 is a diagram showing another embodiment of the communication hole and the through hole.
FIG. 18 is a view showing another embodiment of the communication hole and the through hole.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine, 7 ... Intake valve, 14 ... Throttle valve, 24 ... Intake passage, 25-28 pipe, 19 ... Control valve, 29-32 ... 1st-4th connection pipe, 41 ... Housing, 42 ... Rotor Reference numerals 43, sliders 51 to 54, first to fourth air outlet ports, 71, communication holes, 79, air supply passages, 81, through holes.
