JP2022136516A - エンジン - Google Patents

Abstract

【課題】燃費性能を高めつつプ異常燃焼の発生を抑制可能なエンジンを提供する。
【解決手段】気筒２を有するエンジン本体１およびターボ過給機５９を備えたエンジンにおいて、各気筒２の幾何学的圧縮比を１１以上に設定し、吸気弁８の開弁期間を２７０度クランク角以上に設定し、高負荷領域において、吸気弁８を排気上死点前に開弁させ且つ吸気下死点後に閉弁させ、排気弁８を排気上死点後に閉弁させるとともに、吸気弁８の開弁開始時期から排気上死点までのクランク角度に対する、吸気弁８の開弁開始時期から排気弁８の閉弁時期までのクランク角度の割合を１．７７以上且つ３．７以下とする。
【選択図】図１

Description

本発明は、気筒に、吸気ポート、排気ポート、吸気弁および排気弁が設けられたエンジン本体と、エンジン本体に接続された吸気通路および排気通路と、排気通路に設けられたタービンと吸気通路に設けられたコンプレッサを含むターボ過給機とを備えたエンジンに関する。

自動車等に搭載されたエンジンにおいて、出力性能向上のために、過給機を設けて吸気を過給することが行われている。例えば、特許文献１には、エンジン本体によって過給機を駆動させる機械式の過給機を有するエンジンが開示されている。

特開２０１９－３９３９３号公報

また、燃費性能を高めるために気筒の幾何学的圧縮比を高くすることが考えられる。これより、気筒の幾何学的圧縮比が比較的高いエンジンに過給機を設ければ、出力を増大させつつ、燃費性能を高めることができると考えられる。しかし、単純にこの構成を採用した場合、異常燃焼が生じやすいという問題がある。

具体的に、エンジン負荷が高く気筒内の温度が高い場合等では、過給機により過給された吸気を含む高温・高圧の混合気が気筒内で過度に圧縮されることで過早着火やノッキングが生じるおそれがある。

本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであって、燃費性能を高めつつ異常燃焼の発生を抑制できるエンジンを提供することを目的とする。

上記の課題を解決するために、本発明のエンジンは、気筒に、吸気ポート、排気ポート、吸気弁および排気弁が設けられたエンジン本体と、前記エンジン本体に接続された吸気通路および排気通路と、前記排気通路に設けられたタービンと前記吸気通路に設けられたコンプレッサを含むターボ過給機とを備えたエンジンであって、前記気筒の幾何学的圧縮比は１１以上に設定されており、前記吸気弁の開弁期間は２７０度クランク角以上に設定されており、エンジン負荷が所定の基準負荷以上の高負荷領域では、前記吸気弁は排気上死点前に開弁し且つ吸気下死点後に閉弁し、前記排気弁は排気上死点後に閉弁するとともに、前記吸気弁の開弁開始時期から前記排気弁の閉弁時期までのクランク角度をバルブオーバーラップ期間とし、前記吸気弁の開弁開始時期から排気上死点までのクランク角度を吸気開弁進角量としたときに、前記吸気開弁進角量に対する前記バルブオーバーラップ期間の割合が１．７７以上且つ３．７以下となるように前記吸気弁および前記排気弁が開閉する、ことを特徴とする。

本発明によれば、気筒の幾何学的圧縮比が１１以上と高い値とされ且つエンジンにターボ過給機が設けられていることで、エンジンの出力を増大させつつ燃費性能を高めることができる。しかも、吸気弁の開弁期間が２７０度クランク角以上と長い期間に設定されているとともに高負荷領域において吸気弁と排気弁とが上記のように開閉することで、異常燃焼の発生を抑制できる。

具体的には、高負荷領域にて吸気弁が吸気下死点後に閉弁するように構成されている。そのため、気筒の有効圧縮比を低くして圧縮上死点付近での混合気の温度・圧力を低く抑えることができる。従って、想定したタイミングよりも前に気筒内の混合気が自着火するプリイグニッション（過早着火）を抑制することができる。

また、高負荷領域にて、吸気弁が排気上死点前に開弁して排気弁が排気上死点後に閉弁
するように構成されている。つまり、吸気弁と排気弁とが排気上死点を挟んで所定期間ともに開弁するバルブオーバーラップが実現されるようになっている。そのため、気筒の掃気性を高めて、高温の既燃ガスが気筒に残留する量を少なくすることができる。従って、混合気が燃焼を開始した後に、気筒内で局所的に混合気が過昇温・過昇圧するのを防止でき、ノッキングの発生を抑制することができる。しかも、吸気弁の開弁期間が２７０度クランク角以上という長い期間に設定されている。そのため、吸気弁を排気上死点前の十分に早い時期に開弁させつつ吸気弁を吸気下死点後の十分に遅い時期に閉弁させることができ、吸気弁と排気弁のオーバーラップ期間を十分に確保しつつ有効圧縮比を確実に低減させて、プリイグニッションとノッキングとの両方つまり異常燃焼の発生を抑制することができる。

さらに、本願発明者らの研究に基づくと、上記の吸気開弁進角量に対するバルブオーバーラップ期間の割合を１．７７以上且つ３．７以下とすればノッキングの発生を抑制しつつ燃費性能を高くできることが分かっている。これに対して、本発明では、上記割合が１．７７以上且つ３．７以下となるように吸気弁および排気弁が開閉するように構成されている。従って、異常燃焼を確実に抑制しつつ、燃費性能を確実に高めることができる。

ここで、上記の吸気開弁進角量に対するバルブオーバーラップ期間の割合を１．７７から３．７の範囲のうちの１．９以上且つ２．８以下の範囲におさめれば、燃費性能がより確実に高くなることが分かっている。

これより、前記構成において、好ましくは、前記高負荷領域では、前記吸気開弁進角量に対する前記バルブオーバーラップ期間の割合が、１．９以上且つ２．８以下となるように前記吸気弁および前記排気弁が開閉する（請求項２）。

また、前記構成において、好ましくは、前記エンジン本体は、複数の気筒および各前記気筒に対応する複数の排気ポートを有し、前記排気通路は、１または排気行程が連続しない２以上の前記気筒の排気ポートとそれぞれ連通する複数の独立排気通路を有し、前記タービンは、排気のエネルギーを受けて回転する複数の翼を備えたタービン本体と、当該タービン本体を収容するタービンハウジングとを備え、前記タービンハウジングの内側空間は、その上流端から前記タービン本体までの部分において、前記タービン本体の回転軸方向に並び且つ前記タービン本体の外周に沿って形成された複数の吸入通路に区画されており、複数の前記独立排気通路は、それぞれ異なる前記吸入通路に接続されている（請求項３）。

この構成によれば、独立排気通路間、つまり、排気行程が連続する気筒間での排気干渉を抑制できる。そのため、各気筒の掃気性をより一層高めることができ、ノッキングの発生をより確実に抑制できる。

本発明のエンジンによれば、燃費性能を高めつつ異常燃焼の発生を抑制できる。

本発明の実施形態に係るエンジンを示す概略構成図である。 シリンダヘッドの概略断面図である。 エンジンの制御系統を示すブロック図である。 タービンの概略断面図である。 図４のＶ－Ｖ線断面図である。 エンジンの運転領域を示したマップである。 吸気弁と排気弁のバルブリフトを模式的に示した図である。 対吸気弁バルブオーバーラップ割合と燃料消費率との関係を示したグラフである。

以下、添付図面を参照しながら本発明の好ましい実施の一形態について詳述する。

（１）エンジンの全体構成
図１は、本発明の一実施形態にかかるエンジンＥの概略構成図である。なお、図１は、エンジンＥの構成を説明するための模式図であり、各通路の長さや各装置の配置は実際のものとは異なっている。図２は、後述するシリンダヘッド３の概略断面図である。エンジンＥは、４ストロークのエンジン本体１と、エンジン本体１に導入される空気（吸気）が流通する吸気通路５０と、エンジン本体１から導出される排気ガスが流通する排気通路６０とを備えている。エンジンＥは、エンジン本体１に複数の気筒２が形成された多気筒エンジンである。本実施形態では、エンジン本体１は、図２に示すように、一列に並ぶ６つの気筒２を有する直列６気筒エンジンである。エンジンＥは、例えば車両の駆動源等として車両に搭載される。

エンジンＥは、ターボ過給機５９を有する過給機付きエンジンである。ターボ過給機５９は、排気通路６０に設けられたタービン６１と、吸気通路５０に設けられたタービン６１とを有する。タービン６１は排気ガスにより回転駆動されてコンプレッサ５２を回転駆動する。コンプレッサ５２は回転駆動されると、吸気通路５０内の吸気を過給する。なお、上記のように、図１は模式図であり、ターボ過給機５９は、エンジン本体１の一側面に近接する位置に配設されている。

エンジン本体１は、気筒２が内部に形成されたシリンダブロック１３と、シリンダブロック１３を覆うシリンダヘッド３と、気筒２に往復摺動可能に挿入されたピストン４とを有する。ピストン４はコネクティングロッドを介してクランク軸１５と連結されており、ピストン４の往復運動に応じて、クランク軸１５はその中心軸回りに回転する。ピストン４の上方には燃焼室５が形成されている。

気筒２ａの幾何学的圧縮比ε、つまり、ピストン４が下死点（シリンダヘッド３から最も離間した位置）にあるときの燃焼室５の容積Ｖ１に対する、ピストン４が上死点（ピストン４がシリンダヘッド３に最近接する位置）にあるときの燃焼室５の容積Ｖ０の割合（ε＝Ｖ０／Ｖ１）は、１１以上に設定されている。本実施形態では、気筒２の幾何学的圧縮比εは１２に設定されている。

シリンダブロック１３には、燃焼室５内に燃料を噴射するためのインジェクタ１１が取り付けられている。シリンダヘッド３には、燃焼室５内の混合気（燃料と空気との混合気）に対して火花放電による点火を行う点火プラグ１０が取り付けられている。シリンダヘッド３には、各気筒２の燃焼室５に空気を導入するための吸気ポート６と、吸気ポート６を開閉する吸気弁８と、各気筒２の燃焼室５で生成された排気ガスを導出するための排気ポート７と、排気ポート７を開閉する排気弁９とが設けられている。

吸気弁８を駆動する動弁機構１８には、吸気弁８の開閉時期を変更可能な吸気Ｓ－ＶＴ１８ａが内蔵されている。同様に、排気弁９用の動弁機構１９には、排気弁９の開閉時期を変更可能な排気Ｓ－ＶＴ１９ａが内蔵されている。吸気Ｓ－ＶＴ１８ａ（排気Ｓ－ＶＴ１９ａ）は、いわゆる位相式の可変機構であり、吸気弁８（排気弁９）の開弁開始時期ＩＶＯ（ＥＶＯ）および閉弁時期ＩＶＣ（ＥＶＣ）を同時にかつ同量だけ変更する。つまり、吸気弁８（排気弁９）の開弁開始時期ＩＶＯ（ＥＶＯ）および閉弁時期ＩＶＣ（ＥＶＣ）は、開弁期間が一定に維持された状態で変更される。本実施形態では、吸気弁８の開弁期間は２７０°ＣＡ（クランク角度）に維持され、排気弁９の開弁期間は２５０°ＣＡに維持される。

吸気通路５０には、上流側から順にエアクリーナ５１、コンプレッサ５２、インタークーラ５３、スロットルバルブ５４、サージタンク５５が設けられており、燃焼室５には、コンプレッサ５２で圧縮された後、インタークーラ５３で冷やされた空気が導入される。スロットルバルブ５４は、吸気通路５０を開閉可能なバルブであり、スロットルバルブ５４の開度に応じて吸気通路５０を流通する吸気の量が調整され得るようになっている。

排気通路６０には、上流側から順に、タービン６１、三元触媒等の触媒が内蔵された触媒コンバータ６３が設けられている。タービン６１および各気筒２からタービン６１までの排気ガスの流通路の詳細構造については後述する。

排気通路６０には、タービン６１をバイパスするためのバイパス通路６５が設けられている。バイパス通路６５の下流端は、下流側排気通路６８のタービン６１と触媒コンバータ６３との間の部分に接続されている。バイパス通路６５の上流端は２つの通路に分岐しており、各分岐通路は、後述する２つの独立排気通路６４ａ、６４ｂにそれぞれ接続されている。バイパス通路６５には、これを開閉するウエストゲートバルブ６６が設けられている。図１の例では、各分岐通路が１つのウエストゲートバルブ６６によって同時に開閉されるようになっている。

エンジンＥには、排気ガスの一部を吸気に還流させるＥＧＲ装置７０が設けられている。ＥＧＲ装置７０は、排気ガスが内側を流通するＥＧＲ通路７１と、ＥＧＲ通路７１を流通するＥＧＲガスを冷却するＥＧＲクーラ７２と、ＥＧＲ通路７１を開閉するＥＧＲバルブ７３とを有する。本実施形態では、図２に示すように、ＥＧＲ通路７１の上流端部を構成するヘッド内ＥＧＲ通路７１ａがシリンダヘッド３に形成されている。そして、このヘッド内ＥＧＲ通路７１ａと、シリンダヘッド３内に形成された後述する第２ヘッド内排気通路１７ｂであって内側を排気ガスが流通する通路とが連通しており、第２ヘッド内排気通路１７ｂを流通する排気ガスの一部がＥＧＲガスとして吸気通路５０に還流するようになっている。

エンジンＥには、各種センサが設けられている。具体的に、シリンダブロック１３には、クランク軸１５の回転角度つまりエンジン回転数を検出するためのクランク角センサＳＮ１が設けられている。また、吸気通路５０のエアクリーナ５１とコンプレッサ５２の間の部分には、この部分を通過して各気筒２に導入される吸気の流量を検出するためのエアフローセンサＳＮ２が設けられている。また、吸気通路５０のインタークーラ５３とスロットルバルブ５４の間の部分であってコンプレッサ５２よりも下流側の部分には、この部分を通過する吸気の圧力つまり過給圧を検出するための過給圧センサＳＮ３が設けられている。

（タービン６１および排気ガスの流通路）
次に、タービン６１および各気筒２からタービン６１までの排気ガスの流通路の構造について説明する。図４は、タービン６１の回転中心線と直交する面でのタービン６１の概略断面図である。図５は、図４のＶ－Ｖ線における概略断面図である。

図１に示すように、本実施形態では、排気通路６０の上流側部分が２つの通路に分岐しており、排気通路６０は、その上流側部分を構成する第１独立排気通路６４ａと第２独立排気通路６４ｂとを有する。各独立排気通路６４ａには、それぞれ、排気行程が互いに連続しない気筒２から導出された排気ガスが導入される。本実施形態では、シリンダヘッド３内で排気行程が互いに連続しない気筒２の排気ポート７が集合しており、各集合部にそれぞれ各独立排気通路６４ａ、６４ｂが接続されている。

具体的に、シリンダヘッド３には、気筒２の配列方向に沿ってそれぞれ延びる第１ヘッド内排気通路１７ａと第２ヘッド内排気通路１７ｂとが形成されている。６つの気筒２をその配列方向の一方側から順に第１気筒２ａ、第２気筒２ｂ、第３気筒２ｃ、第４気筒２ｄ、第５気筒２ｅ、第６気筒２ｆとする。第１ヘッド内排気通路１７ａは、気筒２の配列方向の一方側に位置する３つの気筒２、つまり、第１気筒２ａ、第２気筒２ｂおよび第３気筒２ｃの各排気ポート７と連通しており、これら気筒２ａ、２ｂ、２ｃの排気ポート７は第１ヘッド内排気通路１７ａで集合している。一方、第２ヘッド内排気通路１７ｂは、気筒２の配列方向の他方側に位置する３つの気筒２、つまり、第４気筒２ｄ、第５気筒２ｅおよび第６気筒２ｆの各排気ポート７と連通しており、これら気筒２ｄ、２ｅ、２ｆの排気ポート７は第２ヘッド内排気通路１７ｂで集合している。第１ヘッド内排気通路１７ａおよび第２ヘッド内排気通路１７ｂはそれぞれ個別にエンジン本体１の一側面に開口している。そして、第１ヘッド内排気通路１７ａは、第１ヘッド内排気通路１７ａの開口部分に接続されてこれと連通しており、第２ヘッド内排気通路１７ｂは、第２ヘッド内排気通路１７ｂの開口部分に接続されてこれと連通している。

６つの気筒２の点火の順序つまり気筒２内で混合気が燃焼する順序は、第１気筒２ａ→第５気筒２ｅ→第３気筒２ｃ→第６気筒２ｆ→第２気筒２ｂ→第４気筒２ｄに設定されており、排気行程もこの順で連続して実施される。これより、第１ヘッド内排気通路１７ａと連通する第１気筒２ａ、第２気筒２ｂ、第３気筒２ｃの排気行程は互いに連続せず、第１独立排気通路６４ａには、排気行程の連続しない気筒２から排出された排気ガスが導入されることになる。同様に、第４気筒２ｄ、第５気筒２ｅ、第６気筒２ｆの排気行程は互いに連続せず、第２独立排気通路６４ｂには、排気行程の連続しない気筒２から排出された排気ガスが導入されることになる。

タービン６１はツインスクロール式のタービンであり、第１独立排気通路６４ａと第２独立排気通路６４ｂとは、互いに独立した状態でタービン６１に接続されている。

具体的に、タービン６１は、いわゆるラジアルタービンであり、外周に複数の羽根１０１を有してこれら羽根１０１に排気ガスが衝突することで回転するタービン本体（いわゆるタービンインペラ）１０２と、タービン本体１０２を収容するタービンハウジング１０３とを有する。タービンハウジング１０３は、排気ガスを内側に導入するための吸入部１０４と、吸入部１０４の下流端からタービン本体１０２の外周に沿って延びてタービン本体１０２をその全周にわたって囲むタービンスクロール部１０５と、タービン本体１０２で膨張した後の排気ガスを下流側に導出するための導出部１０６とを有する。タービンスクロール部１０５の下流端には、タービン本体１０２に向かって突出して、吸入部１０４とタービンスクロール部１０５の下流側部分とを仕切る舌部１０７が設けられている。タービンスクロール部１０５は渦巻状を有しており、タービンスクロール部１０５の流路面積は舌部１０７に向かって下流側ほど小さくなっている。

タービンハウジング１０３のうち吸入部１０４とタービンスクロール部１０５とからなる部分の内側には、タービン６１（タービン本体１０２）の回転軸方向の略中央に位置してタービンハウジング１０３の外周に沿って延びる隔壁１１０が設けられている。この隔壁１１０によって、タービンハウジング１０３のうち吸入部１０４とタービンスクロール部１０５とからなる部分、つまり、タービンハウジング１０３のうち排気ガスの流れ方向の上流端からタービン本体１０２までの部分の内側空間は、タービン６１（タービン本体１０２）の回転軸方向について並び且つタービン本体１０２の外周に沿って延びる２つの吸入通路１０８１０８に区画されている。すなわち、上記内側空間には、タービン６１の回転軸方向の一方側に設けられた第１吸入通路１０８ａと、他方側に設けられた第２吸入通路１０８ｂとが設けられている。各吸入通路１０８ａ、１０８ｂは、タービン本体１０２の周方向のほぼ全周にわたって互いに独立するように形成されている。

上記の第１独立排気通路６４ａと第２独立排気通路６４ｂとはそれぞれこれら２つの吸入通路１０８ａ、１０８ｂに接続されている。つまり、第１吸入通路１０８ａに第１独立排気通路６４ａが接続されて、第２吸入通路１０８ｂに第２独立排気通路６４ｂが接続されている。

この構成により、本実施形態では、排気行程が連続する２つの気筒２間において、各気筒２から排出された排気ガスは、タービン本体１０２に到達するまで互いに独立した通路を流通することになる。なお、タービン６１の導出部１０６には、排気通路６０の下流側部分を構成する１本の下流側排気通路６８が接続されており、各独立排気通路６４ａ、６４ｂからタービンハウジング１０３に導入された排気ガスはタービン本体１０２を通過した後、全て共通の下流側通路部５６に導入される。

（制御系統）
図３は、エンジンＥの制御系統を示すブロック図である。エンジンＥの各アクチュエータはＰＣＭ１００により制御される。本図に示されるＰＣＭ１００は、エンジン等を統括的に制御するためのマイクロプロセッサであり、周知のＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等から構成されている。

ＰＣＭ１００には、各種センサによる検出信号が入力される。例えば、ＰＣＭ１００は、上記のクランク角センサＳＮ１、エアフローセンサＳＮ２、過給圧センサＳＮ３と電気的に接続されており、これらのセンサによって検出された情報がＰＣＭ１００に逐次入力される。また、エンジンＥが搭載される車両には、当該車両を運転するドライバーにより操作されるアクセルペダルの開度を検出するアクセル開度センサＳＮ４が設けられており、アクセル開度センサＳＮ４によって検出された情報もＰＣＭ１００に逐次入力される。

ＰＣＭ１００は、上記各センサからの入力情報に基づいて種々の判定や演算等を実行しつつエンジンＥの各部を制御する。具体的に、ＰＣＭ１００は、点火プラグ１０、インジェクタ１１、スロットルバルブ５４、後述するウエストゲートバルブ６６、吸気Ｓ－ＶＴ１８ａ、排気Ｓ－ＶＴ１９ａ、およびＥＧＲバルブ７３等と電気的に接続されており、上記演算等の結果に基づいてこれらの機器にそれぞれ制御用の信号を出力する。

ＰＣＭ１００は、運転条件毎に設定された点火時期で混合気に点火が行われるように点火プラグ１０を制御し、運転条件毎に設定された燃料が気筒２内に噴射されるようにインジェクタ１１を制御し、運転条件毎に設定された量の吸気が気筒２に導入されるようにスロットルバルブ５４を制御する。また、ＰＣＭ１００は、過給圧が運転条件毎に設定された値になるようにウエストゲートバルブ６６の開度を制御し、気筒２内のＥＧＲ率が運転条件毎に設定された値になるようにＥＧＲバルブ７３を制御する。また、ＰＣＭ１００は、吸気弁８および排気弁９がそれぞれ運転条件毎に設定された時期で開閉するように、吸気Ｓ－ＶＴ１８ａおよび排気Ｓ－ＶＴ１９ａを制御する。

（低速高負荷領域における吸気弁と排気弁の開閉時期）
図６は、横軸をエンジン回転数、縦軸をエンジン負荷とするエンジンの運転領域を示したマップである。以下では、図６に示す領域Ａ１であってエンジン負荷が所定の基準負荷Ｔ１以上の高負荷領域Ａのうちエンジン回転数が所定の基準回転数Ｎ１以下の低速高負荷領域Ａ１における吸気弁８と排気弁９の制御（吸気Ｓ－ＶＴ１８ａと排気Ｓ－ＶＴ１９ａの制御）について説明する。基準回転数Ｎ１は、１５００ｒｐｍ程度に設定されており、基準負荷Ｔ１は、エンジン負荷の最大値近傍つまり全負荷近傍に設定されている。

図７は、低速高負荷領域Ａ１におけるバルブリフトを模式的に示した図である。図７に示すように、低速高負荷領域Ａ１において、ＰＣＭ１００は、吸気弁８と排気弁９とが排気上死点（ＴＤＣ）を挟んで所定の期間ともに開弁するバルブオーバーラップが実現されるように、吸気Ｓ－ＶＴ１８ａ、排気Ｓ－ＶＴ１９ａを制御する。つまり、ＰＣＭ１００は、吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯが排気上死点（ＴＤＣ）よりも進角側の時期になるように吸気Ｓ－ＶＴ１８ａを制御し、排気弁９の閉弁時期ＥＶＣが排気上死点（ＴＤＣ）よりも遅角側の時期になるように排気Ｓ－ＶＴ１９ａを制御する。

また、図７に示すように、低速高負荷領域Ａ１において、ＰＣＭ１００は、吸気弁８が吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅い時期に閉じるように、つまり、吸気弁８の閉弁時期ＩＶＣが吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側の時期になるように吸気Ｓ－ＶＴ１８ａを制御する。

ここで、仮に吸気弁８の開弁期間が１８０°ＣＡよりも短い場合は、吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯを排気上死点（ＴＤＣ）よりも進角側の時期とし且つ吸気弁８の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側の時期とすることができない。これに対して、上記のように、本実施形態では吸気弁８の開弁期間が２７０°ＣＡと１８０°ＣＡに対して十分に長い期間に設定されている。そのため、上記のように、吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯを排気上死点（ＴＤＣ）よりも進角側の時期とし且つ吸気弁８の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側の時期にすることができる。

上記のように、低速高負荷領域Ａ１において、バルブオーバーラップを実施し、且つ、吸気弁８の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側の時期とするのは、異常燃焼が生じるのを防止するためである。

具体的に、本実施形態では、気筒２の幾何学的圧縮比εが１２とされ且つターボ過給機５９が設けられていることで、圧縮途中で気筒２内の圧力が高くなりやすい。そのため、低速高負荷領域Ａ１のようにエンジン負荷が高く気筒２内に多量の吸気が導入されて圧縮前の気筒２内の温度・圧力が高い領域では、点火プラグ１０によって混合気に点火が行われる点火時期よりも早いタイミングで混合気が自己着火するプリイグニッションが生じやすい。これに対して、上記のように吸気弁８の閉弁時期ＩＶＣを、吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側の時期とすれば、気筒２の有効圧縮比が低減することで気筒２内の圧力が過度に高くなるのを回避でき、プリイグニッションの発生を防止できる。

また、ターボ過給機付きエンジンでは、エンジン回転数が低くエンジン負荷が高い領域においてノッキングが生じやすい、つまり、点火プラグ１０からの点火によって混合気が燃焼を開始した後に気筒２内に局所的な高温高圧場が生成されて、火炎伝播を待たずに混合気が自着火して急激な圧力上昇が生じるという現象が生じやすいこと、が分かっている。これに対して、バルブオーバーラップを実施すれば、気筒２の掃気性が高められることで気筒２内に残留する高温の既燃ガスの量が少なくなり、気筒２内の温度が低く抑えられて上記のような局所的な高温高圧場の生成が抑制される。これより、バルブオーバーラップを実施すればノッキングの発生は抑制される。

ここで、上記のように、バルブオーバーラップを実施すればノッキングを抑制する効果が得られる。しかし、本願発明者らは、バルブオーバーラップのさせ方によっては、ノッキングの抑制効果が十分に得られず、ノッキングの発生を確実に回避するために点火時期を遅角せねばならいことで燃費性能が悪化することを突き止めた。そして、これについて鋭意研究した結果、燃費性能の悪化を回避し且つノッキングを十分に抑制するという点で、吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯの排気上死点（ＴＤＣ）に対するクランク角度での進角量である吸気開弁進角量ＣＡ＿ＩＶＯ、に対する吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯから排気弁９の閉弁時期ＥＶＣまでのクランク角度での期間であるオーバーラップ期間ＣＡ＿ＯＬの割合に、最適な範囲が存在することが分かった。以下では、吸気開弁進角量ＣＡ＿ＩＶＯに対するオーバーラップ期間ＣＡ＿ＯＬの割合を、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒ（Ｒ＝ＣＡ＿ＯＬ／ＣＡ＿ＩＶＯ）という。

具体的に、種々の実験の結果、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒと、燃料消費率（エンジン出力に対する消費した燃料重量）との関係は図８に示すグラフのようになる。なお、図８のグラフは、気筒２の幾何学的圧縮比εが１１以上で、且つ、ターボ付きエンジンでの実験結果、且つ、低速高負荷領域Ａ１でエンジンを運転させたときの実験結果である。また、図８に示すグラフの燃料消費率は、ノッキングが生じない範囲で点火時期を最も進角させて燃焼重心時期を最も進角側にしたときの燃料消費率であり、ノッキングが生じない範囲での実現可能な燃料消費率の最小値である。

図８のグラフから、燃料消費率は、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒが２．１５付近のときに最小値Ｘｍになり、これよりも対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒが小さくなるほど、また、大きくなるほど燃料消費率が増大することが分かる。また、燃料消費率がその最小値Ｘｍの１％以下となるのは、つまり、燃焼消費率がその最小値Ｘｍに１．０１をかけた値Ｘ１０以下になるのは、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒが、１．７７以上且つ３．７以下のときであることが分かる。また、燃料消費率がその最小値Ｘｍの０.５％以下となるのは、つまり、燃焼消費率がその最小値Ｘｍに１．００５をかけた値Ｘ５以下になるのは、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒが、１．９以上且つ２．８以下のときであることが分かる。

例えば、排気弁９の閉弁時期ＥＶＣがＡＴＤＣ２７°ＣＡ（排気上死点後２７度クランク角）の場合、吸気開弁進角量ＣＡ＿ＩＶＯを１０以上３５以下にすれば、つまり、吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯをＢＴＤＣ１０°ＣＡ以上３５°ＣＡ以下（排気上死点前１０度クランク角以上且つ排気上死点前３５度クランク角以下）にすれば、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒは１．７７以上且つ３．７以下になり、燃料消費率はその最小値Ｘｍの１％以下になる。また、排気弁９の閉弁時期ＥＶＣがＡＴＤＣ２７°ＣＡの場合、吸気開弁進角量ＣＡ＿ＩＶＯを１５以上３０以下、つまり、吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯをＢＴＤＣ１５°ＣＡ以上３０°ＣＡ以下（排気上死点前１５度クランク角以上且つ排気上死点前３０度クランク角以下）にすれば対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒは１．９以上且つ２．８以下になり、燃料消費率はその最小値Ｘｍの０.５％以下になる。

上記の知見より、本実施形態では、燃料消費率をその最小値Ｘｍの１％以下に抑えるべく、ＰＣＭ１００は、低速高負荷領域Ａ１において、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒが１．９以上且つ２．８以下になるように吸気Ｓ－ＶＴ１８ａおよび排気Ｓ－ＶＴ１９ａを制御する。詳細には、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒが１．９以上且つ２．８以下になるような吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯと排気弁９の閉弁時期ＥＶＣとが予め設定されてＰＣＭ１００に記憶されており、ＰＣＭ１００は、低速高負荷領域Ａ１においてこれらの時期が実現されるように吸気Ｓ－ＶＴ１８ａおよび排気Ｓ－ＶＴ１９ａを制御する。なお、低速高負荷領域Ａ１における吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯおよび排気弁９の閉弁時期ＥＶＣは、上記のように、吸気弁８の閉弁時期ＩＶＣが吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側の時期になり、且つ、排気弁９の閉弁時期ＥＶＣが排気上死点（ＴＤＣ）よりも遅角側の時期になるという条件を満たすように設定されている。例えば、エンジン回転数が１５００ｒｐｍでエンジン負荷が全負荷となる運転ポイントであって低速高負荷領域Ａ１に含まれる運転ポイントでは、排気弁９の閉弁時期ＥＶＣがＡＴＤＣ２７°ＣＡ（排気上死点後２７度クランク角）に設定され、吸気弁８の開弁開始時期ＩＶＯ、閉弁時期ＩＶＣがそれぞれＢＴＤＣ２７°ＣＡ（排気上死点前２７度クランク角）、ＡＢＤＣ６３°ＣＡ（吸気下死点後６３度クランク角）に設定される。

（作用等）
以上のように、上記実施形態に係るエンジンＥでは、各気筒２の幾何学的圧縮比εが１２に設定されている。しかも、エンジンＥにターボ過給機５９が設けられて吸気が過給されるようになっている。そのため、エンジンＥの出力を増大させつつ燃費性能を高めることができる。ただし、このように、幾何学的圧縮比εが高く、且つ、ターボ過給機５９を有するエンジンでは、エンジン回転数が低くエンジン負荷が高い低速高負荷領域Ａ１においてプリイグニッションやノッキングが生じやすくなる。

これに対して、上記実施形態では、低速高負荷領域Ａ１において、吸気弁８の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側の時期として気筒２の有効圧縮比を低減させており、プリイグニッションの発生を抑制することができる。また、上記のように、吸気弁８の開弁期間が２７０°ＣＡと長い期間に設定されていることで吸気弁８の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側の時期としつつバルブオーバーラップを実現できるように構成されているとともに、低速高負荷領域Ａ１においてバルブオーバーラップが実施されるように構成されていることで、低速高負荷領域Ａ１でのノッキングの発生も抑制することができる。さらに、上記のように、低速高負荷領域Ａ１において、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒ（吸気開弁進角量ＣＡ＿ＩＶＯに対するオーバーラップ期間ＣＡ＿ＯＬの割合）が１．９以上且つ２．８以下という、ノッキングを回避しつつ燃料消費率を最小値の０.５％以内にすることのできる範囲内の値とされる。従って、上記実施形態によれば、燃費性能を確実に高めつつ、プリイグニッションおよびノッキングという異常燃焼の発生を抑制できる。

また、上記実施形態では、排気通路６０のうちエンジン本体１とタービン６１との間の部分が２つの第１独立排気通路６４ａ、第２独立排気通路６４ｂで構成され、第１独立排気通路６４ａが、排気行程が互いに連続しない第１気筒２ａ、第２気筒２ｂおよび第３気筒２ｃの各排気ポート７と連通し、第２独立排気通路６４ｂが、排気行程が互いに連続しない第１気筒２ａ、第２気筒２ｂおよび第３気筒２ｃの各排気ポート７と連通するように構成されている。そのため、排気干渉が生じること、具体的には、所定の気筒２から排出された排気ガスが、この気筒２よりも１つ前に排気行程が実施される気筒２に入り込むことや、所定の気筒２から排出された排気ガスが、この気筒２よりも１つ後に排気行程が実施される気筒２からの排気ガスの導出を妨害することを抑制できる。従って、気筒２内の既燃ガスの残留量を少なく抑えることができ、プリイグニッションをより確実に抑制できる。

特に、上記実施形態では、タービンハウジング１０３のうちその上流端からタービン本体１０２までの部分の内側空間が、タービン本体１０２の回転軸方向について並ぶ２つの吸入通路１０８（１０８ａ、１０８ｂ）に区画され、且つ、各吸入通路１０８（１０８ａ、１０８ｂ）がタービン本体１０２の周方向の全周にわたって互いに独立するように構成されている。そして、各吸入通路１０８（１０８ａ、１０８ｂ）にそれぞれ第１独立排気通路６４ａと第２独立排気通路６４ｂとが個別に接続されている。そのため、確実に排気干渉を抑制することができ、プリイグニッションをより一層確実に抑制できる。

詳細には、上記のように、タービン本体１０２を囲むタービンスクロール部１０５の流路面積は舌部１０７に向かって下流側ほど小さくなっている。そのため、タービンスクロール部１０５に導入された排気ガスの流速は舌部１０７つまりタービン本体１０２を囲む通路の下流端に向かって高められ、排気ガスはタービン本体１０２に対して下流向きに高い速度で導出されることになる。これより、上記のように、２つの吸入通路１０８（１０８ａ、１０８ｂ）がタービン本体１０２の全周にわたって独立していることで、各吸入通路１０８（１０８ａ、１０８ｂ）内の排気ガスをタービン本体１０２に対して下流向きに高速で導出することができる。従って、一方の吸入通路１０８ａ（１０８ｂ）およびこれに接続される一方の独立排気通路６４ａ（６４ｂ）を通過した排気ガスが、他の吸入通路１０８ｂ（１０８ａ）およびこれに接続される他方の独立排気通路６４ｂ（６４ａ）に回り込むこと、すなわち、排気干渉の発生を確実に抑制できる。

（変形例）
上記実施形態では、低速高負荷領域Ａ１において、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒを１．９以上且つ２．８以下に設定する場合を説明したが、上記のように対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒを１．７７以上且つ３．７以下の範囲内に設定すれば燃料消費率をその最小値Ｘｍの１％以下にできる。これより、低速高負荷領域Ａ１において、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒが１．７７以上且つ３．７以下の値になるように、吸気弁８および排気弁９を開閉させてもよい。

また、上記実施形態では、エンジン負荷が所定の基準負荷Ｔ１以上の高負荷領域Ａのうちエンジン回転数が基準回転数Ｎ１以下の低速高負荷領域Ａ１において、吸気弁８を吸気下死点（ＢＤＣ）後に閉弁させ、吸気弁８と排気弁９とを排気上死点（ＴＤＣ）を挟んで所定期間ともに開弁させ、且つ、対吸気弁バルブオーバーラップ割合Ｒを１．９以上且つ２．８以下にする場合を説明したが、高負荷領域Ａ全体において、つまり、エンジン回転数に関わらずエンジン負荷が基準負荷Ｔ１以上の全領域において、この構成を採用してもよい。また、低速高負荷領域Ａ１においてのみこの構成を採用する場合においても、低速高負荷領域Ａ１を規定する基準回転数Ｎ１の具体的な値は上記に限らない。

また、上記実施形態では、シリンダヘッド３にヘッド内排気通路１７ａ、１７ｂが形成されて、排気行程が互いに連続しない気筒２の排気ポート７がシリンダヘッド３内で合流する場合を説明したが、これら排気ポート７をシリンダヘッド３およびエンジン本体１の外部で合流させてもよい。

また、上記実施形態では、各気筒２の幾何学的圧縮比εが１２の場合を説明したが、上記のように、各気筒２の幾何学的圧縮比εは１１以上であればよく、この値は１２に限られない。つまり、ターボ過給機付きエンジンにおいて気筒２の幾何学的圧縮比εが１１以上の場合に、プリイグニッションやノッキングが生じやすいことがわかっており、気筒２の幾何学的圧縮比εが１１以上のエンジンにおいて上記の効果を得ることができる。なお、実用性等の観点から気筒２の幾何学的圧縮比εの上限は２０とするのが好ましい。すなわち、気筒２の幾何学的圧縮比εは１１以上で且つ２０以下であるのが好ましい。

また、上記実施形態では、吸気弁８の開弁期間が２７０°ＣＡである場合を説明したが、吸気弁８の開弁期間は２７０°ＣＡ以上であればよい。つまり、吸気弁８の開弁期間が２７０°ＣＡ以上であれば、気筒２の幾何学的圧縮比εが１１以上のターボ過給機付きエンジンにおいて、上記のように、各気筒２の有効圧縮比を下げ且つ吸気弁８と排気弁９のオーバーラップ期間を確保してプリイグニッションやノッキングを回避することができる。なお、吸気弁８とピストンとの干渉を回避する等の実用性の点から吸気弁８の開弁期間の上限は２９０°ＣＡであるのが好ましい。すなわち、吸気弁８の開弁期間は２７０°ＣＡ以上且つ２９０°ＣＡ以下とするのが好ましい。

また、上記実施形態では、エンジン本体１に形成される気筒２が６つの場合を説明したが、エンジンの気筒数はこれに限られない。また、独立排気通路は２つに限られず、気筒数に応じて２つ以上の独立排気通路が設けられてもよい。また、タービン６１に設ける吸入通路１０８の数も２つに限られず、独立排気通路の数に応じた数の吸入通路１０８が設けられればよい。また、各独立排気通路は排気行程が連続しない気筒の排気ポートと連通していればよく、例えば、所定の独立排気通路が１つの気筒の排気ポートとのみ連通するように構成されてもよい。

１ エンジン本体
２ 気筒
３ シリンダヘッド
８ 吸気弁
１９ 排気ポート
５９ ターボ過給機（過給機）
６０ 排気通路
６１ タービン
６４ａ 第１独立排気通路（独立排気通路）
６４ｂ 第２独立排気通路（独立排気通路）
１０１ 翼
１０２ タービン本体
１０３ タービンハウジング
１０４ タービンスクロール部
１０８ 吸入通路
ε 幾何学的圧縮比
Ｅ エンジン

Claims (3)

1. 気筒に、吸気ポート、排気ポート、吸気弁および排気弁が設けられたエンジン本体と、前記エンジン本体に接続された吸気通路および排気通路と、前記排気通路に設けられたタービンと前記吸気通路に設けられたコンプレッサを含むターボ過給機とを備えたエンジンであって、
   前記気筒の幾何学的圧縮比は１１以上に設定されており、
   前記吸気弁の開弁期間は２７０度クランク角以上に設定されており、
   エンジン負荷が所定の基準負荷以上の高負荷領域では、前記吸気弁は排気上死点前に開弁し且つ吸気下死点後に閉弁し、前記排気弁は排気上死点後に閉弁するとともに、前記吸気弁の開弁開始時期から前記排気弁の閉弁時期までのクランク角度をバルブオーバーラップ期間とし、前記吸気弁の開弁開始時期から排気上死点までのクランク角度を吸気開弁進角量としたときに、前記吸気開弁進角量に対する前記バルブオーバーラップ期間の割合が１．７７以上且つ３．７以下となるように前記吸気弁および前記排気弁が開閉する、ことを特徴とするエンジン。
2. 請求項１に記載のエンジンにおいて、
   前記高負荷領域では、前記吸気開弁進角量に対する前記バルブオーバーラップ期間の割合が、１．９以上且つ２．８以下となるように前記吸気弁および前記排気弁が開閉する、ことを特徴とするエンジン。
3. 請求項１または２に記載のエンジンにおいて、
   前記エンジン本体は、複数の気筒および各前記気筒に対応する複数の排気ポートを有し、
   前記排気通路は、１または排気行程が連続しない２以上の前記気筒の排気ポートとそれぞれ連通する複数の独立排気通路を有し、
   前記タービンは、排気のエネルギーを受けて回転する複数の翼を備えたタービン本体と、当該タービン本体を収容するタービンハウジングとを備え、
   前記タービンハウジングの内側空間は、その上流端から前記タービン本体までの部分において、前記タービン本体の回転軸方向に並び且つ前記タービン本体の外周に沿って形成された複数の吸入通路に区画されており、
   複数の前記独立排気通路は、それぞれ異なる前記吸入通路に接続されている、ことを特徴とするエンジン。
   
   
   
   

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