JP3357385B2 - 過給機付きエンジン - Google Patents
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- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
- F02M26/03—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single mechanically or electrically driven intake charge compressor
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- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
- F02M26/14—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories in relation to the exhaust system
- F02M26/15—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories in relation to the exhaust system in relation to engine exhaust purifying apparatus
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- F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
- F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
- F02M26/23—Layout, e.g. schematics
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- F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
- F02M26/35—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with means for cleaning or treating the recirculated gases, e.g. catalysts, condensate traps, particle filters or heaters
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- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
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- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
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- Combustion Methods Of Internal-Combustion Engines (AREA)
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Description
【0001】
【産業上の利用分野】本発明は過給機付きエンジンに関
するものである。
するものである。
【0002】
【従来技術】従来の過給機付きエンジンは、自然吸気式
エンジン(NAエンジン)に対しこのNAエンジンの圧
縮比を小さくして過給機を装着するのが通例とされてい
る。例えば、1984年1月号モ−タファンに記載のH
ONDA社製のエンジンであるシティタ−ボIIエンジ
ンの具体的仕様は以下のとおりとなっている(同雑誌第
117頁)。
エンジン(NAエンジン)に対しこのNAエンジンの圧
縮比を小さくして過給機を装着するのが通例とされてい
る。例えば、1984年1月号モ−タファンに記載のH
ONDA社製のエンジンであるシティタ−ボIIエンジ
ンの具体的仕様は以下のとおりとなっている(同雑誌第
117頁)。
【0003】シティタ−ボIIエンジンの仕様 エンジン形式:水冷直列4気筒 総排気量:1231cc シリンダのボア径:66mm ピストンストロ−ク:90mm 圧縮比(ε):7.6 過給機:タ−ボチャ−ジャ(過給圧:0.85Kg/c
m2) また、上記シティタ−ボIIエンジンのレ−ス用仕様で
あるシティタ−ボII・Rエンジンでは、圧縮比は定か
ではないが過給圧を1.63Kg/cm2まで高めたものとな
っている。
m2) また、上記シティタ−ボIIエンジンのレ−ス用仕様で
あるシティタ−ボII・Rエンジンでは、圧縮比は定か
ではないが過給圧を1.63Kg/cm2まで高めたものとな
っている。
【0004】
【発明が解決しようとする課題】ところで、過給機付き
エンジンは、強制的に混合気を気筒内に充填するもので
あり、NAエンジンに比べて排気ガス温度が上昇する傾
向にある。勿論、過給圧が高い程、排気ガス温度の上昇
度合は大きく、また特に全開負荷運転時の高い排気ガス
温度によって排気系の信頼性が損なわれる恐れがある。
尚、上記シティタ−ボII・Rエンジンは、長時間にわ
たって全開で走行する使用態様に用いられるものではな
く、2〜3時間程度のレ−スに使用するエンジンである
ため、排気ガス温度が高くとも、信頼性面で余裕があ
る。そこで、本発明の目的は、過給機付きエンジンの排
気ガス温度の上昇を抑えて、排気系の信頼性を高めるよ
うにした過給機付きエンジンを提供することにある。
エンジンは、強制的に混合気を気筒内に充填するもので
あり、NAエンジンに比べて排気ガス温度が上昇する傾
向にある。勿論、過給圧が高い程、排気ガス温度の上昇
度合は大きく、また特に全開負荷運転時の高い排気ガス
温度によって排気系の信頼性が損なわれる恐れがある。
尚、上記シティタ−ボII・Rエンジンは、長時間にわ
たって全開で走行する使用態様に用いられるものではな
く、2〜3時間程度のレ−スに使用するエンジンである
ため、排気ガス温度が高くとも、信頼性面で余裕があ
る。そこで、本発明の目的は、過給機付きエンジンの排
気ガス温度の上昇を抑えて、排気系の信頼性を高めるよ
うにした過給機付きエンジンを提供することにある。
【0005】
【課題を解決するための手段】前記目的を達成するた
め、本発明はその第1の構成として次のようにしてあ
る。すなわち、特許請求の範囲における請求項1に記載
のように、シリンダ内に往復動可能に嵌挿されたピスト
ンにより燃焼室が形成され、該燃焼室に臨ませて点火プ
ラグが配設されると共に、該燃焼室の頭部に吸気弁によ
り開閉される吸気ポートおよび排気弁により開閉される
排気ポートが開口され、しかも過給機によって吸気を過
給するようにしたガソリンを燃料とする4サイクル過給
機付きエンジンにおいて、圧縮比が9以上に設定され、
1つの気筒に対して、前記吸気ポートが2つ設けられる
と共に、該吸気ポートの数に対応して前記吸気弁が2つ
設けられ、平均吸気マッハ数(Mim)が0.5のとき
のエンジン回転数を第1回転数(N0.5)とし、平均ピ
ストンスピード(Um)が20m/sのときのエンジン
回転数を第2回転数(N20)としたとき、第2回転数
(N20)を8000rpm以下としつつ第1回転数(N
0.5)以上とし、かつ第2回転数(N20)と第1回転数
(N0.5)との回転数差を2000rpm以下としつつ
該第1回転数(N0.5)を5000rpm以上となるよ
うに該第1回転数(N0.5)と第2回転数(N20)との
関係を満たす範囲で、シリンダボア径(B)とシリンダ
単室容積とピストンのストローク(S)とが設定される
ことより、前記シリンダのボア径(B)が50mm乃至
67mmとされ、前記シリンダの単室容積が150cc
乃至400ccとされ、前記ピストンのストローク
(S)とシリンダボア径(B)との比(S/B)が1.
1以上とされている、ような構成とされている。前記目
的を達成するため、本発明はその第2の構成として次の
ようにしてある。すなわち、特許請求の範囲における請
求項2に記載のように、シリンダ内に往復動可能に嵌挿
されたピストンにより燃焼室が形成され、該燃焼室に臨
ませて点火プラグが配設されると共に、該燃焼室の頭部
に吸気弁により開閉される吸気ポートおよび排気弁によ
り開閉される排気ポートが開口され、しかも過給機によ
って吸気を過給するようにしたガソリンを燃料とする4
サイクル過給機付きエンジンにおいて、圧縮比が9以上
に設定され、1つの気筒に対して、前記吸気ポートが3
つ設けられると共に、該吸気ポートの数に対応して前記
吸気弁が3つ設けられ、平均吸気マッハ数(Mim)が
0.5のときのエンジン回転数を第1回転数(N0.5)
とし、平均ピストンスピード(Um)が20m/sのと
きのエンジン回転数を第2回転数(N20)としたとき、
第2回転数(N20)を8000rpm以下としつつ第1
回転数(N0.5)以上とし、かつ第2回転数(N20)と
第1回転数(N0.5)との回転数差を2000rpm以
下としつつ該第1回転数(N0.5)を5000rpm以
上となるように該第1回転数(N0.5)と第2回転数
(N20)との関係を満たす範囲で、シリンダボア径
(B)とシリンダ単室容積とピストンのストローク
(S)とが設定されることより、前記シリンダのボア径
(B)が43mm乃至49.5mmとされ、前記シリン
ダの単室容積が110cc乃至295ccとされ、前記
ピストンのストローク(S)とシリンダボア径(B)と
の比(S/B)が1.1以上とされている、ような構成
としてある。上記第1の構成および第2構成場合共に、
一つの気筒に2つの排気弁を備えているような構成を採
択することができる。
め、本発明はその第1の構成として次のようにしてあ
る。すなわち、特許請求の範囲における請求項1に記載
のように、シリンダ内に往復動可能に嵌挿されたピスト
ンにより燃焼室が形成され、該燃焼室に臨ませて点火プ
ラグが配設されると共に、該燃焼室の頭部に吸気弁によ
り開閉される吸気ポートおよび排気弁により開閉される
排気ポートが開口され、しかも過給機によって吸気を過
給するようにしたガソリンを燃料とする4サイクル過給
機付きエンジンにおいて、圧縮比が9以上に設定され、
1つの気筒に対して、前記吸気ポートが2つ設けられる
と共に、該吸気ポートの数に対応して前記吸気弁が2つ
設けられ、平均吸気マッハ数(Mim)が0.5のとき
のエンジン回転数を第1回転数(N0.5)とし、平均ピ
ストンスピード(Um)が20m/sのときのエンジン
回転数を第2回転数(N20)としたとき、第2回転数
(N20)を8000rpm以下としつつ第1回転数(N
0.5)以上とし、かつ第2回転数(N20)と第1回転数
(N0.5)との回転数差を2000rpm以下としつつ
該第1回転数(N0.5)を5000rpm以上となるよ
うに該第1回転数(N0.5)と第2回転数(N20)との
関係を満たす範囲で、シリンダボア径(B)とシリンダ
単室容積とピストンのストローク(S)とが設定される
ことより、前記シリンダのボア径(B)が50mm乃至
67mmとされ、前記シリンダの単室容積が150cc
乃至400ccとされ、前記ピストンのストローク
(S)とシリンダボア径(B)との比(S/B)が1.
1以上とされている、ような構成とされている。前記目
的を達成するため、本発明はその第2の構成として次の
ようにしてある。すなわち、特許請求の範囲における請
求項2に記載のように、シリンダ内に往復動可能に嵌挿
されたピストンにより燃焼室が形成され、該燃焼室に臨
ませて点火プラグが配設されると共に、該燃焼室の頭部
に吸気弁により開閉される吸気ポートおよび排気弁によ
り開閉される排気ポートが開口され、しかも過給機によ
って吸気を過給するようにしたガソリンを燃料とする4
サイクル過給機付きエンジンにおいて、圧縮比が9以上
に設定され、1つの気筒に対して、前記吸気ポートが3
つ設けられると共に、該吸気ポートの数に対応して前記
吸気弁が3つ設けられ、平均吸気マッハ数(Mim)が
0.5のときのエンジン回転数を第1回転数(N0.5)
とし、平均ピストンスピード(Um)が20m/sのと
きのエンジン回転数を第2回転数(N20)としたとき、
第2回転数(N20)を8000rpm以下としつつ第1
回転数(N0.5)以上とし、かつ第2回転数(N20)と
第1回転数(N0.5)との回転数差を2000rpm以
下としつつ該第1回転数(N0.5)を5000rpm以
上となるように該第1回転数(N0.5)と第2回転数
(N20)との関係を満たす範囲で、シリンダボア径
(B)とシリンダ単室容積とピストンのストローク
(S)とが設定されることより、前記シリンダのボア径
(B)が43mm乃至49.5mmとされ、前記シリン
ダの単室容積が110cc乃至295ccとされ、前記
ピストンのストローク(S)とシリンダボア径(B)と
の比(S/B)が1.1以上とされている、ような構成
としてある。上記第1の構成および第2構成場合共に、
一つの気筒に2つの排気弁を備えているような構成を採
択することができる。
【0006】この点について図20を参照して説明す
る。この図20はエンジンのサイクル線図であり、実線
は本発明に係る過給機付きエンジンを示し、破線は従来
の過給機付きエンジンを示すものである。同図から明ら
かなように、圧縮比を高めた(本発明に係るエンジン)
の場合、膨張比つまり圧縮比(ε’−ε)が大きくなる
ため(ε’:本発明の圧縮比、ε:従来の圧縮比)、排
気ガス温度が(T4 ’−T4 )低下する(T4 ’:本発
明の排気ガス温度、T4 :従来の排気ガス温度)。な
お、同図において、ポイント1〜2は圧縮行程、ポイン
ト2〜3は爆発行程、ポイント3〜4は膨張行程、4〜
1は排気行程を示す。ここに、本発明の圧縮比ε’は
ε’=( Vd ’) /(V0 ’)で表され、従来の圧縮比
εはε=( Vd) /(V0 )で表される。
る。この図20はエンジンのサイクル線図であり、実線
は本発明に係る過給機付きエンジンを示し、破線は従来
の過給機付きエンジンを示すものである。同図から明ら
かなように、圧縮比を高めた(本発明に係るエンジン)
の場合、膨張比つまり圧縮比(ε’−ε)が大きくなる
ため(ε’:本発明の圧縮比、ε:従来の圧縮比)、排
気ガス温度が(T4 ’−T4 )低下する(T4 ’:本発
明の排気ガス温度、T4 :従来の排気ガス温度)。な
お、同図において、ポイント1〜2は圧縮行程、ポイン
ト2〜3は爆発行程、ポイント3〜4は膨張行程、4〜
1は排気行程を示す。ここに、本発明の圧縮比ε’は
ε’=( Vd ’) /(V0 ’)で表され、従来の圧縮比
εはε=( Vd) /(V0 )で表される。
【0007】また、本発明にあっては、過給機付きエン
ジンを以下のようにしてある。 シリンダのボア径:約43mm乃至67mm。 シリンダの単室容積:約110cc乃至400cc。 ピストンのストロ−ク(S)とシリンダのボア径
(B)との比(S/B):S/B>1。
ジンを以下のようにしてある。 シリンダのボア径:約43mm乃至67mm。 シリンダの単室容積:約110cc乃至400cc。 ピストンのストロ−ク(S)とシリンダのボア径
(B)との比(S/B):S/B>1。
【0008】ところで、過給機付きエンジンはノッキン
グの問題を生じ易いが、耐ノキング性を高めるには、シ
リンダのボア径を極力小さくして火炎伝播距離を小さく
することが好ましい。また、過給によってできるだけ大
きな出力を得るとしたときには、ピストン荷重を直接的
に受るクランクシャフトの軸受荷重を極力小さなものと
する必要があるが、この軸受荷重を小さなものとするた
めにも、ボア径は極力小さい方が好ましい。しかしなが
ら、ボア径を小さくしつつ所定の排気量を確保しようと
するときには、ピストンスピ−ドという信頼性上の限界
と、吸気弁のバルブサイズの縮小に伴うチョ−ク現象に
よって吸気抵抗が急激に増大してしまうという限界とが
発生する。したがって、これら2つの限界を共に満たす
範囲内で最小ボア径を選定する必要がある。以下に、上
記2つの限界を共に満たすボア径について考察する。
グの問題を生じ易いが、耐ノキング性を高めるには、シ
リンダのボア径を極力小さくして火炎伝播距離を小さく
することが好ましい。また、過給によってできるだけ大
きな出力を得るとしたときには、ピストン荷重を直接的
に受るクランクシャフトの軸受荷重を極力小さなものと
する必要があるが、この軸受荷重を小さなものとするた
めにも、ボア径は極力小さい方が好ましい。しかしなが
ら、ボア径を小さくしつつ所定の排気量を確保しようと
するときには、ピストンスピ−ドという信頼性上の限界
と、吸気弁のバルブサイズの縮小に伴うチョ−ク現象に
よって吸気抵抗が急激に増大してしまうという限界とが
発生する。したがって、これら2つの限界を共に満たす
範囲内で最小ボア径を選定する必要がある。以下に、上
記2つの限界を共に満たすボア径について考察する。
【0009】信頼性上の限界(ピストンスピ−ド)から
の考察 平均ピストンスピ−ドUm(mm/s)は、数1で表わすこ
とができる。
の考察 平均ピストンスピ−ドUm(mm/s)は、数1で表わすこ
とができる。
【数1】 ここに、N:エンジン回転速度(rpm) S:ピストンストロ−ク(mm)である。 ところで、平均ピストンスピ−ドUmの限界値は、通
常、Um=20m/s(2.0x104 mm/s)といわれ
ている。したがって、上記式(1)にUm=2.0x1
04 mm/sを代入し、更にエンジンの最高回転速度を代入
すれば、上記数1からピストンストロ−クが求まること
になる。
常、Um=20m/s(2.0x104 mm/s)といわれ
ている。したがって、上記式(1)にUm=2.0x1
04 mm/sを代入し、更にエンジンの最高回転速度を代入
すれば、上記数1からピストンストロ−クが求まること
になる。
【0010】吸気抵抗からの限界(チョ−ク現象) 一般的に、平均吸気マッハ数MimがMim=0.5となっ
たときに、吸気抵抗が急増し、これにより体積効率が急
減することが知られている。ところで、平均吸気マッハ
数Mimは数2で表わすことができる。
たときに、吸気抵抗が急増し、これにより体積効率が急
減することが知られている。ところで、平均吸気マッハ
数Mimは数2で表わすことができる。
【0011】
【数2】
【0012】ここに、Vh:単室容積(cc) ηv :体積効率(%) a:音速(cm/s) θ:クランク角(deg.CA.ATDC) θIC:吸気弁閉時期 θIO:吸気弁開時期 N:エンジン回転速度(rpm) Fi:吸気弁開口面積(cm2 ) Fim(e):平均吸気開口面積
【0013】上記平均吸気開口面積Fim(e)は数3
で表すことができる。
で表すことができる。
【0014】
【数3】
【0015】ここに、Fia(e)は吸気弁有効角度面
積であり、この吸気弁有効角度面積Fia(e)は数4
で表すことができる。
積であり、この吸気弁有効角度面積Fia(e)は数4
で表すことができる。
【0016】
【数4】
【0017】ここに、Fiは吸気弁開口面積(cm2 )で
ある。
ある。
【0018】上記Fia(e)に関し、1気筒当り吸気
弁2弁、排気弁2弁を備えたエンジンについて計算した
結果を図21に示してある。この図21に示す計算結果
は、下記の仮定に基づくものである。 2つの吸気弁は同一のバルブサイズを有し、 2つの排気弁は同一のバルブサイズを有し、 吸気弁と排気弁との面積比は、スロ−ト部において、 (吸気側スロ−ト面積)/(排気側スロ−ト面積)=
1.5 体積効率(ηv )は100%であるとした。
弁2弁、排気弁2弁を備えたエンジンについて計算した
結果を図21に示してある。この図21に示す計算結果
は、下記の仮定に基づくものである。 2つの吸気弁は同一のバルブサイズを有し、 2つの排気弁は同一のバルブサイズを有し、 吸気弁と排気弁との面積比は、スロ−ト部において、 (吸気側スロ−ト面積)/(排気側スロ−ト面積)=
1.5 体積効率(ηv )は100%であるとした。
【0019】また、上記Fia(e)の計算条件は以下
のとおりである。 (1) 第1吸気弁バルブシ−トと第2吸気弁バルブシ−ト
との間隔:2.5mm以上 (2) 吸気弁バルブシ−トと排気弁バルブシ−トとの間
隔:3.5mm以上 (3) 第1排気弁バルブシ−トと第2排気弁バルブシ−ト
との間隔:4.0mm以上 (4) 吸気弁バルブシ−トと点火プラグとの間隔:2.5
mm以上 (5) 排気弁バルブシ−トと点火プラグとの間隔:3.5
mm以上 (6) バルブシ−トはシリンダボア周辺部に接していても
よい。 (7) バルブ挟み角は30度 (8) ペントル−フ型燃焼室 (9) プラグ径:直径14mm (10)ステム径:直径6mm (11)スロ−ト径=バルブシ−ト径−5mm (12)バルブリフト:8.5mm (13)開弁期間:256degCA
のとおりである。 (1) 第1吸気弁バルブシ−トと第2吸気弁バルブシ−ト
との間隔:2.5mm以上 (2) 吸気弁バルブシ−トと排気弁バルブシ−トとの間
隔:3.5mm以上 (3) 第1排気弁バルブシ−トと第2排気弁バルブシ−ト
との間隔:4.0mm以上 (4) 吸気弁バルブシ−トと点火プラグとの間隔:2.5
mm以上 (5) 排気弁バルブシ−トと点火プラグとの間隔:3.5
mm以上 (6) バルブシ−トはシリンダボア周辺部に接していても
よい。 (7) バルブ挟み角は30度 (8) ペントル−フ型燃焼室 (9) プラグ径:直径14mm (10)ステム径:直径6mm (11)スロ−ト径=バルブシ−ト径−5mm (12)バルブリフト:8.5mm (13)開弁期間:256degCA
【0020】上記2つの限界を共に満たすボア径と単室
容積との関係を以下の手順で考察する。 (手順1)平均ピストンスピ−ドUmの限界値であるU
m=20m/s(2.0x104 mm/s)に達するエンジ
ン回転速度を決定すれば、上記数1からピストンストロ
−クが求まる。また、このピストンストロ−クに基づい
て各ボア径に対応する単室容積が求まることになる。エ
ンジン回転速度4,000rpm から8,000rpm ま
で、1,000rpm 毎に図22に一点鎖線で記してあ
る。
容積との関係を以下の手順で考察する。 (手順1)平均ピストンスピ−ドUmの限界値であるU
m=20m/s(2.0x104 mm/s)に達するエンジ
ン回転速度を決定すれば、上記数1からピストンストロ
−クが求まる。また、このピストンストロ−クに基づい
て各ボア径に対応する単室容積が求まることになる。エ
ンジン回転速度4,000rpm から8,000rpm ま
で、1,000rpm 毎に図22に一点鎖線で記してあ
る。
【0021】(手順2)上記数2〜数4と上記Fia
(e)の計算結果とを用いて、エンジン回転速度4,0
00rpm から8,000rpm まで、1,000rpm 毎
に、各ボア径に対して平均吸気マッハ数Mim=0.5と
なる単室容積を求め、この結果を上記図22に実線で記
してある。
(e)の計算結果とを用いて、エンジン回転速度4,0
00rpm から8,000rpm まで、1,000rpm 毎
に、各ボア径に対して平均吸気マッハ数Mim=0.5と
なる単室容積を求め、この結果を上記図22に実線で記
してある。
【0022】(手順3)まず、平均ピストンスピ−ドU
mがUm=20m/sとなるエンジン回転速度をN20と
表し、平均吸気マッハ数がMim=0.5となるエンジン
回転速度をN0.5 と表す。これらN0.5 とN20のあるべ
き関係を考察する。
mがUm=20m/sとなるエンジン回転速度をN20と
表し、平均吸気マッハ数がMim=0.5となるエンジン
回転速度をN0.5 と表す。これらN0.5 とN20のあるべ
き関係を考察する。
【0023】N0.5 >N20となる場合を考えると、こ
の場合は前記信頼性上の限界よりも高速まで空気が充分
に入る程ボア径を大きく設定したことになる。このこと
はボア径を小さくするという当初の目的に反する。よっ
て、N0.5 とN20とは、N0. 5 ≦N20の関係にあるべき
である。
の場合は前記信頼性上の限界よりも高速まで空気が充分
に入る程ボア径を大きく設定したことになる。このこと
はボア径を小さくするという当初の目的に反する。よっ
て、N0.5 とN20とは、N0. 5 ≦N20の関係にあるべき
である。
【0024】一般的に、エンジンの最高馬力発生回転
速度は、信頼性上の限界よりも1,000rpm 程度低い
回転速度に設定している。ところで、上記平均吸気マッ
ハ数Mim=0.5に達する回転速度よりも高速になると
単位時間当たりの空気流量が増えなくなる。したがっ
て、N0.5 以上の回転速度では、エンジンの軸出力は増
大しない、あるいは大幅に低下する。以上のことから、
最高馬力発生点はN0.5 よりも低い回転速度に存在する
と言える。
速度は、信頼性上の限界よりも1,000rpm 程度低い
回転速度に設定している。ところで、上記平均吸気マッ
ハ数Mim=0.5に達する回転速度よりも高速になると
単位時間当たりの空気流量が増えなくなる。したがっ
て、N0.5 以上の回転速度では、エンジンの軸出力は増
大しない、あるいは大幅に低下する。以上のことから、
最高馬力発生点はN0.5 よりも低い回転速度に存在する
と言える。
【0025】例えば、N0.5 と信頼性上の限界との差が
2,000rpm を越えているとき(N20−N0.5 >2,
000)には、最高馬力発生回転速度から2,000rp
m よりも大きな回転速度領域で発生馬力が増大しないあ
るいは減少することとなり、好ましいエンジンとは言え
なくなる。よって、N0.5 とN20とは、N20−N0.5≦
2,000rpm の関係にあるべきである。
2,000rpm を越えているとき(N20−N0.5 >2,
000)には、最高馬力発生回転速度から2,000rp
m よりも大きな回転速度領域で発生馬力が増大しないあ
るいは減少することとなり、好ましいエンジンとは言え
なくなる。よって、N0.5 とN20とは、N20−N0.5≦
2,000rpm の関係にあるべきである。
【0026】エンジンの特性を従来と同じように設定
すれば、最高馬力発生回転速度は5,000rpm よりも
大きい回転速度であることが好ましい。よって、N0.5
>5,000rpm とする必要がある。
すれば、最高馬力発生回転速度は5,000rpm よりも
大きい回転速度であることが好ましい。よって、N0.5
>5,000rpm とする必要がある。
【0027】所定の単室容積を確保すると共に極力ボ
ア径を小径化するには、ピストンストロ−クの限界を設
ける必要がある。すなわち、小径ボア化するにしても、
従来のエンジンをはるかに越えるような回転速度限界を
持たせる程ピストンストロ−クを短かくする必要はな
い。したがって、N20≦8,000rpm であればよい。
ア径を小径化するには、ピストンストロ−クの限界を設
ける必要がある。すなわち、小径ボア化するにしても、
従来のエンジンをはるかに越えるような回転速度限界を
持たせる程ピストンストロ−クを短かくする必要はな
い。したがって、N20≦8,000rpm であればよい。
【0028】上記手順によって得られた条件を全て図2
2に記してあり、各条件を表す線で囲まれた範囲(斜線
で表す範囲)が、つまり吸気2弁排気2弁の下で上記2
つの限界を共に満たすボア径と単室容積との関係という
ことになる。同図から明らかなようにボア径で約50mm
乃至67mmの範囲、単室容積で約150cc乃至400cc
の範囲である。
2に記してあり、各条件を表す線で囲まれた範囲(斜線
で表す範囲)が、つまり吸気2弁排気2弁の下で上記2
つの限界を共に満たすボア径と単室容積との関係という
ことになる。同図から明らかなようにボア径で約50mm
乃至67mmの範囲、単室容積で約150cc乃至400cc
の範囲である。
【0029】同様の手順の下で吸気3弁排気2弁形式の
エンジンに対して検討した結果を上記図22に示した。
同図においてクロス線で表す範囲が、吸気3弁排気2弁
の下で上記2つの限界を共に満たすボア径と単室容積と
の関係である。同図から明らかなようにボア径で約43
mm乃至49.5mmの範囲、単室容積で約110cc乃至2
95ccの範囲である。
エンジンに対して検討した結果を上記図22に示した。
同図においてクロス線で表す範囲が、吸気3弁排気2弁
の下で上記2つの限界を共に満たすボア径と単室容積と
の関係である。同図から明らかなようにボア径で約43
mm乃至49.5mmの範囲、単室容積で約110cc乃至2
95ccの範囲である。
【0030】以上の結果から、ボア径で約43mm乃至6
7mm、単室容積で約110cc乃至400ccが、ボア径を
極力小さくしつつ所定の単室容積を確保できる範囲とい
うことになる。
7mm、単室容積で約110cc乃至400ccが、ボア径を
極力小さくしつつ所定の単室容積を確保できる範囲とい
うことになる。
【0031】前述したように本発明にあっては、ピスト
ンのストロ−ク(S)とシリンダのボア径(B)との比
(S/B)が1よりも大とされている。すなわち、ロン
グストロ−クエンジンとされて、同一の単室容積を確保
するに当たってボア径を小さくするようにしてある。こ
れにより、クランクシャフトの軸受荷重を小さなものと
することが可能となる。つまり、小さな単室容積の下
で、過給で大きな出力を得るとしたときに、軸受部の負
担を軽減することが可能となる。
ンのストロ−ク(S)とシリンダのボア径(B)との比
(S/B)が1よりも大とされている。すなわち、ロン
グストロ−クエンジンとされて、同一の単室容積を確保
するに当たってボア径を小さくするようにしてある。こ
れにより、クランクシャフトの軸受荷重を小さなものと
することが可能となる。つまり、小さな単室容積の下
で、過給で大きな出力を得るとしたときに、軸受部の負
担を軽減することが可能となる。
【0032】
【実施例】以下に、本発明の実施例を添付した図面に基
いて説明する。エンジンの機械的構成 図1、図2において、1はエンジンで、エンジン1は、
互いにV型をなす左右のバンク部2L、2Rを有し、こ
れら左右のバンク部2L、2R毎に、夫々、3つの気筒
4が直列に配置された、いわゆるV型6気筒エンジンと
されている。以下に、左右のバンク部2L、2Rを構成
する部材あるいは各バンク部2L、2Rに関連する部材
には、左バンク部2Lあるいは右バンク部2Rに対応し
て、その参照符号に「L」、「R」を付記して図示する
一方、これら部材の説明において、特に必要であるとき
を除いて、符号「L」、「R」の付記を省略する。
いて説明する。エンジンの機械的構成 図1、図2において、1はエンジンで、エンジン1は、
互いにV型をなす左右のバンク部2L、2Rを有し、こ
れら左右のバンク部2L、2R毎に、夫々、3つの気筒
4が直列に配置された、いわゆるV型6気筒エンジンと
されている。以下に、左右のバンク部2L、2Rを構成
する部材あるいは各バンク部2L、2Rに関連する部材
には、左バンク部2Lあるいは右バンク部2Rに対応し
て、その参照符号に「L」、「R」を付記して図示する
一方、これら部材の説明において、特に必要であるとき
を除いて、符号「L」、「R」の付記を省略する。
【0033】上記エンジン1について詳しく説明する
と、エンジン1は、シリンダブロック3を有し、各気筒
4は、シリンダ5に嵌挿されたピストン6とシリンダヘ
ッド7とでペントル−フ型の燃焼室8が形成されてい
る。そして、シリンダヘッド7には、共に燃焼室8に開
口する第1、第2の2つの吸気ポ−ト9、10と、第
1、第2の2つの排気ポ−ト11、12とが形成され
(図2参照)、上記第1、第2吸気ポ−ト9、10に
は、図2に示すように、夫々、第1吸気弁13、第2吸
気弁14が配設され、上記第1、第2排気ポ−ト11、
12には、夫々、第1排気弁15、第2排気弁16が配
設されている。
と、エンジン1は、シリンダブロック3を有し、各気筒
4は、シリンダ5に嵌挿されたピストン6とシリンダヘ
ッド7とでペントル−フ型の燃焼室8が形成されてい
る。そして、シリンダヘッド7には、共に燃焼室8に開
口する第1、第2の2つの吸気ポ−ト9、10と、第
1、第2の2つの排気ポ−ト11、12とが形成され
(図2参照)、上記第1、第2吸気ポ−ト9、10に
は、図2に示すように、夫々、第1吸気弁13、第2吸
気弁14が配設され、上記第1、第2排気ポ−ト11、
12には、夫々、第1排気弁15、第2排気弁16が配
設されている。
【0034】すなわち、エンジン1は、各気筒4が2つ
の吸気弁13、14と2つの排気弁15、16とを具備
する4バルブ式エンジンとされて、これら各弁13〜1
6を開閉動作させる動弁系17は、2つのカムシャフト
18、19をシリンダヘッド7に収容した、いわゆるダ
ブルオ−バヘッドカム(DOHC)式とされている。す
なわち、第1のカムシャフト18は吸気弁13、14用
とされ、第2のカムシャフト19は排気弁15、16用
とされ、これら第1、第2のカムシャフト18、19に
は、その軸端に、カムプ−リ20(図2参照、排気弁用
カムプ−リは図示せず)が設けられて、これらカムプ−
リ20は、既知のように、タイミングベルト22を介し
てエンジン出力軸(クランクシャフト)23に連係さ
れ、上記吸気弁13、14あるいは上記排気弁15、1
6は、エンジン出力軸23の回転に同期して、所定のタ
イミングで開閉される。
の吸気弁13、14と2つの排気弁15、16とを具備
する4バルブ式エンジンとされて、これら各弁13〜1
6を開閉動作させる動弁系17は、2つのカムシャフト
18、19をシリンダヘッド7に収容した、いわゆるダ
ブルオ−バヘッドカム(DOHC)式とされている。す
なわち、第1のカムシャフト18は吸気弁13、14用
とされ、第2のカムシャフト19は排気弁15、16用
とされ、これら第1、第2のカムシャフト18、19に
は、その軸端に、カムプ−リ20(図2参照、排気弁用
カムプ−リは図示せず)が設けられて、これらカムプ−
リ20は、既知のように、タイミングベルト22を介し
てエンジン出力軸(クランクシャフト)23に連係さ
れ、上記吸気弁13、14あるいは上記排気弁15、1
6は、エンジン出力軸23の回転に同期して、所定のタ
イミングで開閉される。
【0035】上記第1カムシャフト18には、上記吸気
弁用カムプ−リ20に対する第1カムシャフト18の位
相を変更させるバルブタイミング可変機構24(吸気弁
用バルブタイミング可変機構)が設けられ、他方、上記
第2カムシャフト19には、上記排気弁用カムプ−リに
対する第2カムシャフト19の位相を変更させるバルブ
タイミング可変機構(排気弁用バルブタイミング可変機
構、図示せず)が設けられている。この排気弁用バルブ
タイミング可変機構は上記吸気弁用バルブタイミング可
変機構24と同一の構成とされ、このようなバルブタイ
ミング可変機構24は従来から既知であるのでその詳細
な説明は省略する。また上記シリンダヘッド7には点火
プラグ25が装着され、この点火プラグ25は燃焼室8
の中央に臨ませて配置されている。
弁用カムプ−リ20に対する第1カムシャフト18の位
相を変更させるバルブタイミング可変機構24(吸気弁
用バルブタイミング可変機構)が設けられ、他方、上記
第2カムシャフト19には、上記排気弁用カムプ−リに
対する第2カムシャフト19の位相を変更させるバルブ
タイミング可変機構(排気弁用バルブタイミング可変機
構、図示せず)が設けられている。この排気弁用バルブ
タイミング可変機構は上記吸気弁用バルブタイミング可
変機構24と同一の構成とされ、このようなバルブタイ
ミング可変機構24は従来から既知であるのでその詳細
な説明は省略する。また上記シリンダヘッド7には点火
プラグ25が装着され、この点火プラグ25は燃焼室8
の中央に臨ませて配置されている。
【0036】上記ピストン6はコンロッド26を介して
上記クランクシャフト23に連結され、クランクシャフ
ト23を収容するクランク室27の下方域には、エンジ
ンオイルを貯留するオイル貯留室28がオイルパン29
によって形成されている。尚、図2に示す符号30はオ
イルストレ−ナである。
上記クランクシャフト23に連結され、クランクシャフ
ト23を収容するクランク室27の下方域には、エンジ
ンオイルを貯留するオイル貯留室28がオイルパン29
によって形成されている。尚、図2に示す符号30はオ
イルストレ−ナである。
【0037】上記左右のバンク部2Lと2Rとで挟まれ
たバンク中央空間31には、図1に示すように、クラン
クシャフト23の回転力によって機械的に駆動されるス
クリュ式過給機32が設置され、また、この過給機32
の上方にインタ−ク−ラ33が配置されている。他方、
各バンク部2L、2Rの上方には、夫々、クランクシャ
フト23の長手方向に延びるサ−ジタンク34が配設さ
れ、このサ−ジタンク34と前記吸気ポ−ト9、10と
は、各気筒4毎に、独立吸気管35を介して接続されて
いる。そして、左右各バンク部2L、2Rにおける吸気
ポ−ト9、10の上流端が、夫々、バンク中央空間31
に臨んで開口している関係上、上記独立吸気管35は、
上記サ−ジタンク34から一旦バンク中央空間31に向
けて横方向に延びた後に下方に向けて湾曲する形状とさ
れている。
たバンク中央空間31には、図1に示すように、クラン
クシャフト23の回転力によって機械的に駆動されるス
クリュ式過給機32が設置され、また、この過給機32
の上方にインタ−ク−ラ33が配置されている。他方、
各バンク部2L、2Rの上方には、夫々、クランクシャ
フト23の長手方向に延びるサ−ジタンク34が配設さ
れ、このサ−ジタンク34と前記吸気ポ−ト9、10と
は、各気筒4毎に、独立吸気管35を介して接続されて
いる。そして、左右各バンク部2L、2Rにおける吸気
ポ−ト9、10の上流端が、夫々、バンク中央空間31
に臨んで開口している関係上、上記独立吸気管35は、
上記サ−ジタンク34から一旦バンク中央空間31に向
けて横方向に延びた後に下方に向けて湾曲する形状とさ
れている。
【0038】以下に、上記エンジン1の吸気系40につ
いて、図3を参照しつつ、詳しく説明する。吸気系40
は、その上流側から下流側に向けて順次接続された共通
吸気管41、左右の前記サ−ジタンク34L、34R、
前記独立吸気管35で構成され、この共通吸気管41に
は、上流側から下流側に向けて、順に、エアクリ−ナ4
2、エアフロメ−タ43、スロットル弁44、前記スク
リュ式過給機32、前記インタ−ク−ラ33が配設され
ている。また、この共通吸気管41には、上記スロット
ル弁44をバイパスする第1バイパス通路45と、上記
スクリュ式過給機32とインタ−ク−ラ33とをバイパ
スする第2バイパス通路46とが設けられている。
いて、図3を参照しつつ、詳しく説明する。吸気系40
は、その上流側から下流側に向けて順次接続された共通
吸気管41、左右の前記サ−ジタンク34L、34R、
前記独立吸気管35で構成され、この共通吸気管41に
は、上流側から下流側に向けて、順に、エアクリ−ナ4
2、エアフロメ−タ43、スロットル弁44、前記スク
リュ式過給機32、前記インタ−ク−ラ33が配設され
ている。また、この共通吸気管41には、上記スロット
ル弁44をバイパスする第1バイパス通路45と、上記
スクリュ式過給機32とインタ−ク−ラ33とをバイパ
スする第2バイパス通路46とが設けられている。
【0039】上記第1バイパス通路45には、ISCバ
ルブ47が介設され、既知のように、該ISCバルブ4
7によってアイドル回転数の調整が行なわれるようにな
っている。上記第2バイパス通路46には、ダイアフラ
ム式アクチュエ−タ48によって駆動されるリリ−フ弁
49が介設され、過給圧が所定値以上になるとリリ−フ
弁49が開かれて(第2バイパス通路46が開かれ
る)、リリ−フされるようになっている。他方、上記左
右のサ−ジタンク34Lと34Rとは連通管50によっ
て互いに連通され、この連通管50には、その途中に可
変吸気コントロ−ル用のバルブ51が介装されて、例え
ば、エンジン回転数に応じてバルブ51の開閉が行なわ
れ、既知のように、広い領域にわたって吸気の動的効果
を得るようにしてある。
ルブ47が介設され、既知のように、該ISCバルブ4
7によってアイドル回転数の調整が行なわれるようにな
っている。上記第2バイパス通路46には、ダイアフラ
ム式アクチュエ−タ48によって駆動されるリリ−フ弁
49が介設され、過給圧が所定値以上になるとリリ−フ
弁49が開かれて(第2バイパス通路46が開かれ
る)、リリ−フされるようになっている。他方、上記左
右のサ−ジタンク34Lと34Rとは連通管50によっ
て互いに連通され、この連通管50には、その途中に可
変吸気コントロ−ル用のバルブ51が介装されて、例え
ば、エンジン回転数に応じてバルブ51の開閉が行なわ
れ、既知のように、広い領域にわたって吸気の動的効果
を得るようにしてある。
【0040】前記独立吸気管35は、その内部空間を部
分的に左右2つに仕切る仕切壁35aを有し、仕切壁3
5aによって第1独立吸気通路52と第2独立吸気通路
53とが形成されて、第1独立吸気通路52が前記第1
吸気ポ−ト9に接続され、第2独立吸気通路53が前記
第2吸気ポ−ト10に接続されている。そして、上記第
2独立吸気通路53は、その上流端部に配置されたシャ
ッタ弁54により開閉されるようなっており、左バンク
部2Lに配置された各シャッタ弁54Lは左バンク用の
共通軸55Lに連結され、右バンク部2Rに配置された
各シャッタ弁54Rは右バンク用の共通軸55Rに連結
されて、これら共通軸55Lと55Rとは、夫々、その
軸端にアクチュエ−タ(図示省略)が結合されている。
分的に左右2つに仕切る仕切壁35aを有し、仕切壁3
5aによって第1独立吸気通路52と第2独立吸気通路
53とが形成されて、第1独立吸気通路52が前記第1
吸気ポ−ト9に接続され、第2独立吸気通路53が前記
第2吸気ポ−ト10に接続されている。そして、上記第
2独立吸気通路53は、その上流端部に配置されたシャ
ッタ弁54により開閉されるようなっており、左バンク
部2Lに配置された各シャッタ弁54Lは左バンク用の
共通軸55Lに連結され、右バンク部2Rに配置された
各シャッタ弁54Rは右バンク用の共通軸55Rに連結
されて、これら共通軸55Lと55Rとは、夫々、その
軸端にアクチュエ−タ(図示省略)が結合されている。
【0041】上記エンジン1の燃料供給系は、上流側イ
ンジェクタ56と下流側インジェクタ57とで構成さ
れ、上流側インジェクタ56は前記過給機32の直上流
に配設され、他方、下流側インジェクタ57は、上記独
立吸気管35に配設され、より具体的には、この下流側
インジェクタ57は第1吸気ポ−ト9と第2吸気ポ−ト
10とに臨ませて配設されている。尚、図3に示す符号
58はアシストエア通路、59は逆止弁である。
ンジェクタ56と下流側インジェクタ57とで構成さ
れ、上流側インジェクタ56は前記過給機32の直上流
に配設され、他方、下流側インジェクタ57は、上記独
立吸気管35に配設され、より具体的には、この下流側
インジェクタ57は第1吸気ポ−ト9と第2吸気ポ−ト
10とに臨ませて配設されている。尚、図3に示す符号
58はアシストエア通路、59は逆止弁である。
【0042】エンジン1の排気系60は、図3に概略的
に示すように、上流側から下流側に向けて、順に、左右
各バンク部2L、2R用の排気マニホルド61L、61
Rと、共通排気管62とで構成され、該共通排気管62
には、その途中に、排気ガスを浄化する触媒コンバ−タ
63が介設され、また共通排気管62の下流端には、既
知のようにサイレンサ(図示せず)が配設されている。
に示すように、上流側から下流側に向けて、順に、左右
各バンク部2L、2R用の排気マニホルド61L、61
Rと、共通排気管62とで構成され、該共通排気管62
には、その途中に、排気ガスを浄化する触媒コンバ−タ
63が介設され、また共通排気管62の下流端には、既
知のようにサイレンサ(図示せず)が配設されている。
【0043】上記エンジン1は、第1、第2の2つの外
部EGR通路65、66を有し、第1外部EGR通路6
5と第2外部EGR通路66とを比較したときに、第1
外部EGR通路65の通路径が小径とされ、第2外部E
GR通路66の通路径が大径とされて、後述するよう
に、第1外部EGR通路65は低負荷領域で使用され、
他方第2外部EGR通路66は高負荷領域で使用され
る。
部EGR通路65、66を有し、第1外部EGR通路6
5と第2外部EGR通路66とを比較したときに、第1
外部EGR通路65の通路径が小径とされ、第2外部E
GR通路66の通路径が大径とされて、後述するよう
に、第1外部EGR通路65は低負荷領域で使用され、
他方第2外部EGR通路66は高負荷領域で使用され
る。
【0044】上記第1外部EGR通路65は、その一端
が排気マニホルド61Lあるいは61Rに接続され、他
端が上記第1吸気ポ−ト9に接続されている。そして、
この第1外部EGR通路65には、上記一端側から他端
側に向けて、順に、第1EGRバルブ67、集合チャン
バ68が設けられ、集合チャンバ68はバイパスエア管
69を介して前記共通吸気管41に連通されて、このバ
イパスエア管69にバイパスエアコントロ−ルバルブ7
0が介設されている。他方、上記第2外部EGR通路6
6は、その一端が上記触媒コンバ−タ63よりも下流側
の共通排気管62に接続され、他端が前記過給機32よ
りも上流側の共通吸気管41(スロットル弁44よりも
下流)に接続されている。そして、この第2外部EGR
通路66には、上記一端側から他端側に向けて、順に、
カ−ボントラップ71、EGRク−ラ72、第2EGR
バルブ73が設けられている。
が排気マニホルド61Lあるいは61Rに接続され、他
端が上記第1吸気ポ−ト9に接続されている。そして、
この第1外部EGR通路65には、上記一端側から他端
側に向けて、順に、第1EGRバルブ67、集合チャン
バ68が設けられ、集合チャンバ68はバイパスエア管
69を介して前記共通吸気管41に連通されて、このバ
イパスエア管69にバイパスエアコントロ−ルバルブ7
0が介設されている。他方、上記第2外部EGR通路6
6は、その一端が上記触媒コンバ−タ63よりも下流側
の共通排気管62に接続され、他端が前記過給機32よ
りも上流側の共通吸気管41(スロットル弁44よりも
下流)に接続されている。そして、この第2外部EGR
通路66には、上記一端側から他端側に向けて、順に、
カ−ボントラップ71、EGRク−ラ72、第2EGR
バルブ73が設けられている。
【0045】エンジンの仕様 上記エンジン1の具体的仕様は以下のとおりである。 (1) エンジン形式:V型6気筒、DOHC4バルブ (2) 左バンク部と右バンク部との間のバンク角:90度 (3) 総排気量:1496cc (4) シリンダのボア径:直径63mm (5) ピストンストロ−ク:80mm (6) 圧縮比(ε):10 (7) 吸気弁と排気弁との間のバルブ挟み角:30度 (8) 過給機:スクリュ−式(圧力比=2.5) (9) インタ−ク−ラ出口温度:60℃ (10)使用燃料:レギュラ−ガソリン(オクタン価=9
1)
1)
【0046】すなわち、エンジン1は、シリンダボア5
のボア径が小径とされ、ピストンストロ−クがボアに比
べて大きいロングストロ−クとされている。また圧縮比
が高圧縮比とされ、更に過給圧についても高過給圧に設
定されている。
のボア径が小径とされ、ピストンストロ−クがボアに比
べて大きいロングストロ−クとされている。また圧縮比
が高圧縮比とされ、更に過給圧についても高過給圧に設
定されている。
【0047】上記エンジン1は図4に示すコントロ−ル
ユニットUを備え、コントロ−ルユニットUは、例えば
マイクロコンピュ−タで構成されて、既知のように、C
PU、ROM、RAM等を具備している。コントロ−ル
ユニットUには、センサ43、80〜82等からの信号
が入力される。上記エアフロメ−タ43は吸入空気量を
検出するものである。上記センサ80はスロットル弁4
4の開度(エンジン負荷)を検出するものである。上記
センサ81はエンジン回転数を検出するものである。上
記センサ82は過給機32の回転数を検出するものであ
る。他方、コントロ−ルユニットUからは、上記インジ
ェクタ56、57等に制御信号が出力される。
ユニットUを備え、コントロ−ルユニットUは、例えば
マイクロコンピュ−タで構成されて、既知のように、C
PU、ROM、RAM等を具備している。コントロ−ル
ユニットUには、センサ43、80〜82等からの信号
が入力される。上記エアフロメ−タ43は吸入空気量を
検出するものである。上記センサ80はスロットル弁4
4の開度(エンジン負荷)を検出するものである。上記
センサ81はエンジン回転数を検出するものである。上
記センサ82は過給機32の回転数を検出するものであ
る。他方、コントロ−ルユニットUからは、上記インジ
ェクタ56、57等に制御信号が出力される。
【0048】以下にコントロ−ルユニットUによって行
なわれる各種制御の内容を説明する。シャッタ弁54の制御 シャッタ弁54は、例えばエンジン回転数で3.000
rpm を挟んで低回転領域では閉じられ、高回転域では開
かれる。すなわち、吸入空気量が少ない低回転領域では
第2独立吸気通路53が閉じられて第1独立吸気通路5
2だけを使用して吸気が行なわれる。他方、吸入空気量
が多くなる高回転領域では第1、第2独立吸気通路5
2、53を共に使用して吸気が行なわれる。
なわれる各種制御の内容を説明する。シャッタ弁54の制御 シャッタ弁54は、例えばエンジン回転数で3.000
rpm を挟んで低回転領域では閉じられ、高回転域では開
かれる。すなわち、吸入空気量が少ない低回転領域では
第2独立吸気通路53が閉じられて第1独立吸気通路5
2だけを使用して吸気が行なわれる。他方、吸入空気量
が多くなる高回転領域では第1、第2独立吸気通路5
2、53を共に使用して吸気が行なわれる。
【0049】バルブタイミング制御 図5に示すマップに基づいて、3つに区分された領域I
〜IIIに対して以下のバルブタイミングとされる。 領域I(低負荷、低回転領域) 排気弁15、16の開きタイミングが下死点前(BBD
C)70度(クランク角、以下同じ)とされ、閉じタイ
ミングが上死点後(ATDC)10度とされている。他
方、吸気弁13、14の開きタイミングが上死点前(B
TDC)10度とされ、閉じタイミングが下死点後(A
BDC)100度とされている。 領域II(エンジン回転数が3,000rpm以下) 排気弁15、16の開きタイミングが下死点前(BBD
C)70度(クランク角、以下同じ)とされ、閉じタイ
ミングが上死点後(ATDC)10度とされている。他
方、吸気弁13、14の開きタイミングが上死点前(B
TDC)40度とされ、閉じタイミングが下死点後(A
BDC)70度とされている。 領域III(エンジン回転数が3,000rpmより
も高回転) 排気弁15、16の開きタイミングが下死点前(BBD
C)40度(クランク角、以下同じ)とされ、閉じタイ
ミングが上死点後(ATDC)40度とされている。他
方、吸気弁13、14の開きタイミングが上死点前(B
TDC)40度とされ、閉じタイミングが下死点後(A
BDC)70度とされている。
〜IIIに対して以下のバルブタイミングとされる。 領域I(低負荷、低回転領域) 排気弁15、16の開きタイミングが下死点前(BBD
C)70度(クランク角、以下同じ)とされ、閉じタイ
ミングが上死点後(ATDC)10度とされている。他
方、吸気弁13、14の開きタイミングが上死点前(B
TDC)10度とされ、閉じタイミングが下死点後(A
BDC)100度とされている。 領域II(エンジン回転数が3,000rpm以下) 排気弁15、16の開きタイミングが下死点前(BBD
C)70度(クランク角、以下同じ)とされ、閉じタイ
ミングが上死点後(ATDC)10度とされている。他
方、吸気弁13、14の開きタイミングが上死点前(B
TDC)40度とされ、閉じタイミングが下死点後(A
BDC)70度とされている。 領域III(エンジン回転数が3,000rpmより
も高回転) 排気弁15、16の開きタイミングが下死点前(BBD
C)40度(クランク角、以下同じ)とされ、閉じタイ
ミングが上死点後(ATDC)40度とされている。他
方、吸気弁13、14の開きタイミングが上死点前(B
TDC)40度とされ、閉じタイミングが下死点後(A
BDC)70度とされている。
【0050】すなわち、吸気弁13、14は、全領域に
おいて、遅く閉じるように設定されており、特に上記領
域Iでは極端な遅閉じとされている。また、排気弁1
5、16と吸気弁13、14とが共に開いた状態とされ
る、いわゆるオ−バラップは、領域Iではオ−バラップ
量が小とされ、領域IIではオ−バラップ量が大とさ
れ、領域IIIではオ−バラップ量が極大とされてい
る。以上のことをまとめれば以下のとおりである。 領域I(低負荷、低回転領域) オ−バラップ量が『小』、極端な吸気遅閉じ。 領域II(エンジン回転数が3,000rpm以下) オ−バラップ量が『大』、吸気遅閉じ。 領域III(エンジン回転数が3,000rpmより
も高回転) オ−バラップ量が『極大』、吸気遅閉じ。
おいて、遅く閉じるように設定されており、特に上記領
域Iでは極端な遅閉じとされている。また、排気弁1
5、16と吸気弁13、14とが共に開いた状態とされ
る、いわゆるオ−バラップは、領域Iではオ−バラップ
量が小とされ、領域IIではオ−バラップ量が大とさ
れ、領域IIIではオ−バラップ量が極大とされてい
る。以上のことをまとめれば以下のとおりである。 領域I(低負荷、低回転領域) オ−バラップ量が『小』、極端な吸気遅閉じ。 領域II(エンジン回転数が3,000rpm以下) オ−バラップ量が『大』、吸気遅閉じ。 領域III(エンジン回転数が3,000rpmより
も高回転) オ−バラップ量が『極大』、吸気遅閉じ。
【0051】EGR制御 図9に示すマップに基づいて、3つに区分された領域
I、IV、Vに対して以下のEGR制御が行なわれる
(第1、第2EGRバルブ67、73の制御)。 領域I(低負荷、低回転領域) 第1、第2EGRバルブ67、73が共に全閉とされ
る。 領域IV(スロットル弁44が1/2開度以下) 第2EGRバルブ73が閉じ状態とされ、第1EGRバ
ルブ67によってEGR率が調整される。つまり、第1
外部EGR通路65を使用して排気ガスの還流(EG
R)が行なわれる。 領域V(スロットル弁44が1/2開度よりも大、全
負荷を含む過給領域) 第1EGRバルブ67が閉じ状態とされ、第2EGRバ
ルブ73によってEGR率が調整される。つまり、EG
Rク−ラ72を備えた第2外部EGR通路66を使用し
て排気ガスの還流(EGR)が行なわれる。そして、こ
の領域IIIにおけるEGR率は一定あるいは負荷が大
きくなるに従ってEGR率を増大させるようにしてあ
る。
I、IV、Vに対して以下のEGR制御が行なわれる
(第1、第2EGRバルブ67、73の制御)。 領域I(低負荷、低回転領域) 第1、第2EGRバルブ67、73が共に全閉とされ
る。 領域IV(スロットル弁44が1/2開度以下) 第2EGRバルブ73が閉じ状態とされ、第1EGRバ
ルブ67によってEGR率が調整される。つまり、第1
外部EGR通路65を使用して排気ガスの還流(EG
R)が行なわれる。 領域V(スロットル弁44が1/2開度よりも大、全
負荷を含む過給領域) 第1EGRバルブ67が閉じ状態とされ、第2EGRバ
ルブ73によってEGR率が調整される。つまり、EG
Rク−ラ72を備えた第2外部EGR通路66を使用し
て排気ガスの還流(EGR)が行なわれる。そして、こ
の領域IIIにおけるEGR率は一定あるいは負荷が大
きくなるに従ってEGR率を増大させるようにしてあ
る。
【0052】以上のEGR制御と前記バルブタイミング
制御とを複合すれば、前記図5と図9とを複合した図1
0に示すように、領域I、VI〜IXの5つの領域に区
分されることになるが、燃焼安定性、燃費あるいはノッ
キングの発生が問題となる領域I、VI並びに領域VI
Iについて以下に詳述することとし、これら領域ではエ
ンジン1が下記の制御状態におかれることになる。
制御とを複合すれば、前記図5と図9とを複合した図1
0に示すように、領域I、VI〜IXの5つの領域に区
分されることになるが、燃焼安定性、燃費あるいはノッ
キングの発生が問題となる領域I、VI並びに領域VI
Iについて以下に詳述することとし、これら領域ではエ
ンジン1が下記の制御状態におかれることになる。
【0053】領域I(極軽負荷領域つまり低負荷低回
転領域) 燃焼が不安定となり易いこの領域Iにおいては、外部E
GRが禁止され、且つ上記オ−バラップ量が上述したよ
うに『小』とされるため、燃焼室8に残留する残留ガス
が小さなものとなり、燃焼安定性を確保することが可能
となる。更に、スロットル弁44の開度が小さいこの領
域Iにおいて、上述したように吸気弁13、14が極端
な遅閉じとされるため、この領域Iでのポンピングロス
を低減することが可能となる。
転領域) 燃焼が不安定となり易いこの領域Iにおいては、外部E
GRが禁止され、且つ上記オ−バラップ量が上述したよ
うに『小』とされるため、燃焼室8に残留する残留ガス
が小さなものとなり、燃焼安定性を確保することが可能
となる。更に、スロットル弁44の開度が小さいこの領
域Iにおいて、上述したように吸気弁13、14が極端
な遅閉じとされるため、この領域Iでのポンピングロス
を低減することが可能となる。
【0054】領域VI(軽負荷領域つまり低回転、低
負荷領域) エンジン回転数が3,000rpm以下且つ1/2負荷
以下のこの領域VIは比較的燃焼が安定であるため、オ
−バラップ量が『大』とされて、上記第1外部EGR通
路65からのEGRに加えて、内部EGRが行なわれる
ことになる。つまり、上記オ−バラップ量を『大』とす
ることで、燃焼室8内に多くの残留ガスを残留させる内
部EGRが行なわれることになる。この内部EGRは高
温であり、また上記第1外部EGR通路65はその上流
端が排気マニホルド61に接続されて、エンジン1から
吐出された排気ガスが排気系60で冷える前に上記第1
外部EGR通路65を通ってエンジン1へ還流されるた
め、この第1外部EGR通路65によるEGRガスも比
較的高温である。加えて吸気弁13、14が遅閉じとさ
れるため、この吸気遅閉じおよび高温のEGRガスによ
って当該領域VIでのポンピングロスを低減することが
可能となる。
負荷領域) エンジン回転数が3,000rpm以下且つ1/2負荷
以下のこの領域VIは比較的燃焼が安定であるため、オ
−バラップ量が『大』とされて、上記第1外部EGR通
路65からのEGRに加えて、内部EGRが行なわれる
ことになる。つまり、上記オ−バラップ量を『大』とす
ることで、燃焼室8内に多くの残留ガスを残留させる内
部EGRが行なわれることになる。この内部EGRは高
温であり、また上記第1外部EGR通路65はその上流
端が排気マニホルド61に接続されて、エンジン1から
吐出された排気ガスが排気系60で冷える前に上記第1
外部EGR通路65を通ってエンジン1へ還流されるた
め、この第1外部EGR通路65によるEGRガスも比
較的高温である。加えて吸気弁13、14が遅閉じとさ
れるため、この吸気遅閉じおよび高温のEGRガスによ
って当該領域VIでのポンピングロスを低減することが
可能となる。
【0055】領域VII(低回転、高負荷(全負荷を
含む)領域) エンジン回転数が3,000rpm以下且つスロットル
弁44が1/2負荷よりも大きいこの領域VIIでは、
過給領域でもある。したがって、この領域VIIでは、
オ−バラップ量を『大』とすることで、燃焼室8内の掃
気が促進されて、内部EGRによる筒内温度(気筒4内
の温度)の上昇が抑えられることになる。また、吸気弁
13、14が遅閉じとされて、圧縮行程でのピストン6
の有効ストロ−クが短縮されるため、吸気の圧縮に伴な
う筒内温度の上昇が低下することになる。更に、この領
域VIIでは、EGRク−ラ72を備えた第2外部EG
R通路66を使用して冷えたEGRガスの還流(コ−ル
ドEGR)が行なわれるため、このコ−ルドEGRによ
っても筒内温度の上昇が抑えられることになる。
含む)領域) エンジン回転数が3,000rpm以下且つスロットル
弁44が1/2負荷よりも大きいこの領域VIIでは、
過給領域でもある。したがって、この領域VIIでは、
オ−バラップ量を『大』とすることで、燃焼室8内の掃
気が促進されて、内部EGRによる筒内温度(気筒4内
の温度)の上昇が抑えられることになる。また、吸気弁
13、14が遅閉じとされて、圧縮行程でのピストン6
の有効ストロ−クが短縮されるため、吸気の圧縮に伴な
う筒内温度の上昇が低下することになる。更に、この領
域VIIでは、EGRク−ラ72を備えた第2外部EG
R通路66を使用して冷えたEGRガスの還流(コ−ル
ドEGR)が行なわれるため、このコ−ルドEGRによ
っても筒内温度の上昇が抑えられることになる。
【0056】尚、第2外部EGR通路66は、その上流
端が排気系60の下流に接続されているため、排気系6
0で冷やされた排気ガスが上記第2外部EGR通路66
に導入されることになる。また、この第2外部EGR通
路66は、その下流端がインタ−ク−ラ33の上流側に
接続されているため、この第2外部EGR通路66を通
って吸気系40に還流された後のEGRガスはインタ−
ク−ラ33によって再度冷やされることになる。以上の
ことから、この第2外部EGR通路66を使用した外部
EGRは、その温度の低下の徹底が図られることにな
る。上述したように、この領域VIIでは、掃気、吸気
弁13、14の遅閉じ、並びにコ−ルドEGRによって
筒内温度を低下させて、当該領域VIIでのノッキング
発生の抑制および排気ガス中のNOX 低減を図るように
してある。
端が排気系60の下流に接続されているため、排気系6
0で冷やされた排気ガスが上記第2外部EGR通路66
に導入されることになる。また、この第2外部EGR通
路66は、その下流端がインタ−ク−ラ33の上流側に
接続されているため、この第2外部EGR通路66を通
って吸気系40に還流された後のEGRガスはインタ−
ク−ラ33によって再度冷やされることになる。以上の
ことから、この第2外部EGR通路66を使用した外部
EGRは、その温度の低下の徹底が図られることにな
る。上述したように、この領域VIIでは、掃気、吸気
弁13、14の遅閉じ、並びにコ−ルドEGRによって
筒内温度を低下させて、当該領域VIIでのノッキング
発生の抑制および排気ガス中のNOX 低減を図るように
してある。
【0057】空燃比(A/F)制御 このエンジン1は、上記過給領域VIIを含む広い領域
で、空燃比が理論空燃比(λ=1)となるようにフィ−
ドバック制御される。この空燃比のフィ−ドバック制御
については従来から既知であるのでその説明は省略す
る。尚、過給能力の比較的低い低速且つ高負荷域では、
従来と同様にA/F=12〜13ということも有り得
る。
で、空燃比が理論空燃比(λ=1)となるようにフィ−
ドバック制御される。この空燃比のフィ−ドバック制御
については従来から既知であるのでその説明は省略す
る。尚、過給能力の比較的低い低速且つ高負荷域では、
従来と同様にA/F=12〜13ということも有り得
る。
【0058】上記エンジン1の特性と従来のエンジンと
の比較を図11乃至図14に示してある。これらの図か
ら明らかなように、上記エンジン1は、従来に比べて高
圧縮比とされ(図11)、ロングストロ−クとされ(図
12)、総排気量に対して小径ボアとされ(図13)、
また総排気量に対して気筒数の多いものとなっている
(図14)。また、このエンジン1が搭載される車両の
重量は約1,500kgであり、図15に示すように、車
両重量と総排気量との関係においても、従来ならば総排
気量3,000ccのエンジンが搭載される車両重量であ
る。換言すれば、上記エンジン1は高過給によって、従
来のエンジンよりも2倍の出力を発生するものとなって
いる。つまり1.5リッタ−エンジンで3リッタ−エン
ジンと同等の出力を発生するものとなっている。
の比較を図11乃至図14に示してある。これらの図か
ら明らかなように、上記エンジン1は、従来に比べて高
圧縮比とされ(図11)、ロングストロ−クとされ(図
12)、総排気量に対して小径ボアとされ(図13)、
また総排気量に対して気筒数の多いものとなっている
(図14)。また、このエンジン1が搭載される車両の
重量は約1,500kgであり、図15に示すように、車
両重量と総排気量との関係においても、従来ならば総排
気量3,000ccのエンジンが搭載される車両重量であ
る。換言すれば、上記エンジン1は高過給によって、従
来のエンジンよりも2倍の出力を発生するものとなって
いる。つまり1.5リッタ−エンジンで3リッタ−エン
ジンと同等の出力を発生するものとなっている。
【0059】尚、図15に記したラインL1は数5で表
すことができ、同図に記したラインL2は数6で表すこ
とができる。
すことができ、同図に記したラインL2は数6で表すこ
とができる。
【数5】
【数6】 これら数5、数6において、Wは車両重量を意味し、V
は総排気量を意味する。
は総排気量を意味する。
【0060】上記エンジン1の特性によれば、小排気量
化によって燃費の向上を図ることができる。また高圧縮
比化によって熱効率の向上(燃費の向上)を図ることが
できる。またロングストロ−クによって軸受部の負担を
軽減することができる(機械的損失の低減)。また多気
筒化によって振動の少ないエンジンとすることが可能に
なる。
化によって燃費の向上を図ることができる。また高圧縮
比化によって熱効率の向上(燃費の向上)を図ることが
できる。またロングストロ−クによって軸受部の負担を
軽減することができる(機械的損失の低減)。また多気
筒化によって振動の少ないエンジンとすることが可能に
なる。
【0061】上記エンジン1に関し、一気筒の諸元を変
更することなく気筒数を変えることによって種々のエン
ジンを作ることができる。図16は本発明にかかるエン
ジンの気筒数を4気筒、6気筒、8気筒とした場合に、
従来のエンジンとの比較を示してある。
更することなく気筒数を変えることによって種々のエン
ジンを作ることができる。図16は本発明にかかるエン
ジンの気筒数を4気筒、6気筒、8気筒とした場合に、
従来のエンジンとの比較を示してある。
【0062】また、上記エンジン1は過給圧を変更する
ことによって、例えば従来のエンジン出力で1.5リッ
タ−エンジン乃至3リッタ−エンジンと同等の出力を発
生させることが可能である。換言すれば、上記エンジン
1に対して、異なる過給圧を設定することで、例えば従
来の1.5リッタ−エンジン、2リッタ−エンジン、
2.5リッタ−エンジン、3リッタ−エンジンという4
種類のエンジンを作ることができる。
ことによって、例えば従来のエンジン出力で1.5リッ
タ−エンジン乃至3リッタ−エンジンと同等の出力を発
生させることが可能である。換言すれば、上記エンジン
1に対して、異なる過給圧を設定することで、例えば従
来の1.5リッタ−エンジン、2リッタ−エンジン、
2.5リッタ−エンジン、3リッタ−エンジンという4
種類のエンジンを作ることができる。
【0063】更に、上記エンジン1の各気筒の排気量を
約250ccとしたことから、1.5リッタ−エンジン、
2リッタ−エンジン、2.5リッタ−エンジン、3リッ
タ−エンジン、3.5リッタ−エンジン、4リッタ−エ
ンジン等のエンジン設計、エンジン開発工数の大幅な低
減及びエンジン製造設備の大幅な共通化を実現すること
ができる。
約250ccとしたことから、1.5リッタ−エンジン、
2リッタ−エンジン、2.5リッタ−エンジン、3リッ
タ−エンジン、3.5リッタ−エンジン、4リッタ−エ
ンジン等のエンジン設計、エンジン開発工数の大幅な低
減及びエンジン製造設備の大幅な共通化を実現すること
ができる。
【0064】すなわち、ボア径、ピストンストロ−ク、
ボアピッチ、シリンダヘッド高さ、シリンダヘッドボル
トのパタ−ン等を同一なものとすれば、バンク角の異な
るV型エンジンを作る、あるいは気筒数の異なるエンジ
ンを作るにしても、エンジン製造設備の共通化は極めて
容易である。またボア径、ピストンストロ−クが同一で
あれば、エンジンの性質も同一であり、従って基本単位
である単一気筒(排気量約250cc)に対して、集中
して開発活動を加え、その技術の集積を積み重ねること
で総排気量の異なるエンジン、あるいは気筒数の異なる
エンジン、若しくは直列あるいはV型という気筒配置の
形式の異なるエンジン、さらにはVバンク角の異なるエ
ンジン開発の工数を著しく低減することができる。
ボアピッチ、シリンダヘッド高さ、シリンダヘッドボル
トのパタ−ン等を同一なものとすれば、バンク角の異な
るV型エンジンを作る、あるいは気筒数の異なるエンジ
ンを作るにしても、エンジン製造設備の共通化は極めて
容易である。またボア径、ピストンストロ−クが同一で
あれば、エンジンの性質も同一であり、従って基本単位
である単一気筒(排気量約250cc)に対して、集中
して開発活動を加え、その技術の集積を積み重ねること
で総排気量の異なるエンジン、あるいは気筒数の異なる
エンジン、若しくは直列あるいはV型という気筒配置の
形式の異なるエンジン、さらにはVバンク角の異なるエ
ンジン開発の工数を著しく低減することができる。
【0065】また、上記エンジン1においては、シャッ
タ弁54が第2吸気ポ−ト10から遠いところに配置さ
れているため、掃気において以下の効果がある。すなわ
ち、図10に示す領域VII(低回転、高負荷領域)で
は、シャッタ弁54が閉じ状態とされている。しかしな
がら、このシャッタ弁54は、完全に第2独立吸気通路
53を閉じるものではなく、多少の漏れを許容するもの
となっている。
タ弁54が第2吸気ポ−ト10から遠いところに配置さ
れているため、掃気において以下の効果がある。すなわ
ち、図10に示す領域VII(低回転、高負荷領域)で
は、シャッタ弁54が閉じ状態とされている。しかしな
がら、このシャッタ弁54は、完全に第2独立吸気通路
53を閉じるものではなく、多少の漏れを許容するもの
となっている。
【0066】このため、上記領域VIIでは、第2独立
吸気通路54及び第2吸気ポ−ト10内に過給された新
気が畜積され、第2吸気弁10が開かれると、この第2
独立吸気通路54及び第2吸気ポ−ト10内の畜圧され
た新気が燃焼室8に侵入することになり、この新気によ
って第2吸気ポ−ト10回りの既燃ガスを積極的に掃気
することができる。
吸気通路54及び第2吸気ポ−ト10内に過給された新
気が畜積され、第2吸気弁10が開かれると、この第2
独立吸気通路54及び第2吸気ポ−ト10内の畜圧され
た新気が燃焼室8に侵入することになり、この新気によ
って第2吸気ポ−ト10回りの既燃ガスを積極的に掃気
することができる。
【0067】上記エンジン1において、高負荷領域での
ノッキング防止を徹底する手段として、この高負荷領域
で燃焼室8内に水噴射することで筒内温度を低下させる
ようにしてもよい。筒内温度が低くなる程ノッキング防
止に有利(ノッキングが発生し難くなる)であり、より
一層の高過給化あるいは高圧縮比化が可能となる。
ノッキング防止を徹底する手段として、この高負荷領域
で燃焼室8内に水噴射することで筒内温度を低下させる
ようにしてもよい。筒内温度が低くなる程ノッキング防
止に有利(ノッキングが発生し難くなる)であり、より
一層の高過給化あるいは高圧縮比化が可能となる。
【0068】ノッキング防止手段として、図17に示す
ように、エンジン1に副室90を設けてもよい。この図
17の説明において、前述したエンジン1(図1等)と
同一の要素には同一の参照符号を付してその説明を省略
する。
ように、エンジン1に副室90を設けてもよい。この図
17の説明において、前述したエンジン1(図1等)と
同一の要素には同一の参照符号を付してその説明を省略
する。
【0069】副室付きエンジン(図17) エンジン1に設けられた副室90は、その副室ポ−ト9
0aが燃焼室8に開口され、副室ポ−ト90aには副室
バルブ91が配設されて、前記高負荷域(図9に示す領
域V)ではこの副室バルブ91によって副室ポ−ト90
aが開閉され、低負荷域(図9に示す領域I及び領域I
V)では副室バルブ91によって副室ポ−ト90aが閉
じられるようになっている。
0aが燃焼室8に開口され、副室ポ−ト90aには副室
バルブ91が配設されて、前記高負荷域(図9に示す領
域V)ではこの副室バルブ91によって副室ポ−ト90
aが開閉され、低負荷域(図9に示す領域I及び領域I
V)では副室バルブ91によって副室ポ−ト90aが閉
じられるようになっている。
【0070】前記高負荷域での副室バルブ91の開閉時
期の一例を図18に示す。この図18から明らかなよう
に、副室バルブ91は、閉じタイミングが点火タイミン
グと同じABDC160degとされ、この閉じタイミ
ングよりも約70deg前に副室バルブ91が開かれ
て、副室90内の混合気と燃焼室8内の混合気とが置換
されるようになっている。
期の一例を図18に示す。この図18から明らかなよう
に、副室バルブ91は、閉じタイミングが点火タイミン
グと同じABDC160degとされ、この閉じタイミ
ングよりも約70deg前に副室バルブ91が開かれ
て、副室90内の混合気と燃焼室8内の混合気とが置換
されるようになっている。
【0071】以上の構成により、圧縮行程で開閉される
副室バルブ91によって燃焼室8内の混合気は、その一
部が副室90に閉じ込められ、この副室90で冷やされ
て、次の圧縮行程では副室90で冷やされた混合気が燃
焼室8内の混合気の一部と置換されることになり、当該
高負荷領域において、筒内温度は、副室90を有しない
通常のエンジンに比べて低下することとなり、ノッキン
グの発生を抑えることが可能となる。
副室バルブ91によって燃焼室8内の混合気は、その一
部が副室90に閉じ込められ、この副室90で冷やされ
て、次の圧縮行程では副室90で冷やされた混合気が燃
焼室8内の混合気の一部と置換されることになり、当該
高負荷領域において、筒内温度は、副室90を有しない
通常のエンジンに比べて低下することとなり、ノッキン
グの発生を抑えることが可能となる。
【0072】ところで、エンジン、つまり内燃機関にお
いては、燃焼室8に供給された燃料の燃焼に伴う圧力上
昇(筒内圧力の上昇ΔP)を利用して機械的仕事を取り
出すようになっている。したがって、燃焼による筒内圧
力の上昇ΔPが大きいほど良く仕事をする、ということ
になる。ここに、上記筒内圧力の上昇ΔPは、等容燃焼
を仮定すると下記の式で表される。
いては、燃焼室8に供給された燃料の燃焼に伴う圧力上
昇(筒内圧力の上昇ΔP)を利用して機械的仕事を取り
出すようになっている。したがって、燃焼による筒内圧
力の上昇ΔPが大きいほど良く仕事をする、ということ
になる。ここに、上記筒内圧力の上昇ΔPは、等容燃焼
を仮定すると下記の式で表される。
【0073】 ΔP=(εR/V)x(Q/Cv )・・・(1)
【0074】ここに、ε:圧縮比 R:ガス定数 Q:燃料の発熱量 V:燃焼室容積 Cv :定容比熱
【0075】次に、筒内圧力の上昇ΔPの温度変化を検
討する。上記式(1)を微分すると下記の式(2)とな
る。
討する。上記式(1)を微分すると下記の式(2)とな
る。
【0076】 d(ΔP)/dT=−(εR/V)X(Q/Cv 2)X(dCv /dT) ・・・(2)
【0077】ところで定容比熱Cv は温度が高くなる程
大きくなることが知られている(図19参照)。したが
って(dCv /dT)>0ということになり、上記式
(2)の右辺は負の値を持つことになる。
大きくなることが知られている(図19参照)。したが
って(dCv /dT)>0ということになり、上記式
(2)の右辺は負の値を持つことになる。
【0078】つまり、d(ΔP)/dT<0となり、筒
内温度Tが高い程、筒内圧力の上昇ΔPが小さくなる。
換言すれば、筒内温度Tが低い程、筒内圧力の上昇ΔP
が大きくなって、良く仕事をすることになる。筒内温度
が低い程よく仕事をする、というを別の観点から再度説
明すると、以下のとおりである。
内温度Tが高い程、筒内圧力の上昇ΔPが小さくなる。
換言すれば、筒内温度Tが低い程、筒内圧力の上昇ΔP
が大きくなって、良く仕事をすることになる。筒内温度
が低い程よく仕事をする、というを別の観点から再度説
明すると、以下のとおりである。
【0079】いま、燃料の発熱量Qは下記の式で表され
る。 Q=Cv ・G・△T ・・・(3)
る。 Q=Cv ・G・△T ・・・(3)
【0080】ここに、Cv :定容比熱 G:燃焼室に投入された混合気の質量 △T:燃焼に伴う温度上昇(筒内温度の上昇)
【0081】上記(3)式を変形すると下記の(4)式
となる。 △T=Q/Cv ・G ・・・(4) この(4)式から理解されるように、Q、Gが一定とす
ると、Cv が小さい程、△Tは大となる。
となる。 △T=Q/Cv ・G ・・・(4) この(4)式から理解されるように、Q、Gが一定とす
ると、Cv が小さい程、△Tは大となる。
【0082】ところで、前述したように、定容比熱Cv
は温度Tが高くなるに従って大きくなる(図19参
照)。換言すれば、筒内温度Tが小さい程、定容比熱C
v は小さい。したがって、筒内温度Tが小さい程、燃焼
に伴う筒内温度の上昇△Tは大きいということになる。
は温度Tが高くなるに従って大きくなる(図19参
照)。換言すれば、筒内温度Tが小さい程、定容比熱C
v は小さい。したがって、筒内温度Tが小さい程、燃焼
に伴う筒内温度の上昇△Tは大きいということになる。
【0083】ここに、筒内温度の上昇△Tが大きい程、
筒内圧力は大きく上昇(△Pが大きい)することから、
筒内温度Tが小さい程、筒内圧力はその上昇△Pが大き
いということになる。つまり、同一量の燃料を投入し、
得られた発熱量が同一としたときに、筒内温度Tが小さ
い程、筒内圧力の上昇△Pは大きく、したがって良く仕
事をする(熱効率が良い)、ということになる。
筒内圧力は大きく上昇(△Pが大きい)することから、
筒内温度Tが小さい程、筒内圧力はその上昇△Pが大き
いということになる。つまり、同一量の燃料を投入し、
得られた発熱量が同一としたときに、筒内温度Tが小さ
い程、筒内圧力の上昇△Pは大きく、したがって良く仕
事をする(熱効率が良い)、ということになる。
【0084】以上の説明から明らかなように、エンジン
1に上記副室90を設けることによって、高負荷領域で
のノッキング発生を抑えることが可能となるだけでな
く、当該領域での熱効率を向上することが可能となる。
1に上記副室90を設けることによって、高負荷領域で
のノッキング発生を抑えることが可能となるだけでな
く、当該領域での熱効率を向上することが可能となる。
【0085】上記副室バルブ91に関し、この副室バル
ブ91の閉じ時期を考察したときに、燃焼室内の混合気
を圧縮することによる温度上昇を最大限に利用するので
あれば、副室バルブ91の閉じ時期を圧縮上死点とすれ
ばよい。あるいは、燃焼による圧力上昇をも最大限に利
用するのであれば、副室バルブ91はできるだけ遅く閉
じる方がよい(燃焼最高圧力に達するクランク角は、一
般的に、圧縮上死点後(ATDC)約30deg)。
ブ91の閉じ時期を考察したときに、燃焼室内の混合気
を圧縮することによる温度上昇を最大限に利用するので
あれば、副室バルブ91の閉じ時期を圧縮上死点とすれ
ばよい。あるいは、燃焼による圧力上昇をも最大限に利
用するのであれば、副室バルブ91はできるだけ遅く閉
じる方がよい(燃焼最高圧力に達するクランク角は、一
般的に、圧縮上死点後(ATDC)約30deg)。
【0086】ここに、現実の燃焼状態は各サイクル毎に
大きく変動しているのが現状である。したがって、筒内
圧力の偏差(バラツキ)が大きいときまで副室バルブ9
1を開いていたのでは、副室90内に閉じ込められる混
合気は、その圧力、密度、温度が各サイクル毎に変動す
ることとなって好ましくない。したがって、燃焼に伴う
圧力上昇の偏差(バラツキ)が発生する直前に副室バル
ブ91を閉じれば、燃焼変動の影響を抑えつつ混合気の
冷却効果を高めることが可能となる。他方、燃焼に伴う
圧力変動の影響を受けないようにするのであれば、上記
実施例のように、点火時期近傍で副室バルブ91を閉じ
ればよいということになる。
大きく変動しているのが現状である。したがって、筒内
圧力の偏差(バラツキ)が大きいときまで副室バルブ9
1を開いていたのでは、副室90内に閉じ込められる混
合気は、その圧力、密度、温度が各サイクル毎に変動す
ることとなって好ましくない。したがって、燃焼に伴う
圧力上昇の偏差(バラツキ)が発生する直前に副室バル
ブ91を閉じれば、燃焼変動の影響を抑えつつ混合気の
冷却効果を高めることが可能となる。他方、燃焼に伴う
圧力変動の影響を受けないようにするのであれば、上記
実施例のように、点火時期近傍で副室バルブ91を閉じ
ればよいということになる。
【0087】副室付きエンジンの変形例 負荷が小さくなるほど(軽負荷領域)、ノッキングが生
じ難くなる。しかし、筒内温度を低下させてこの軽負荷
領域での熱効率を高めるというのであれば、負荷に応じ
て、負荷が小さくなるほど、副室バルブ91の開弁タイ
ミング及び閉弁タイミングが吸気弁13、14の閉じタ
イミングに近づくように、この副室バルブ91のバルブ
タイミングを変更すればよい(可変バルブタイミング機
構の付設によるバルブタイミングの可変化)。これによ
れば、副室90内へ混合気を導入することに伴う圧力損
失を最小減に抑えつつ、筒内温度の低下による熱効率の
向上を図ることができる。
じ難くなる。しかし、筒内温度を低下させてこの軽負荷
領域での熱効率を高めるというのであれば、負荷に応じ
て、負荷が小さくなるほど、副室バルブ91の開弁タイ
ミング及び閉弁タイミングが吸気弁13、14の閉じタ
イミングに近づくように、この副室バルブ91のバルブ
タイミングを変更すればよい(可変バルブタイミング機
構の付設によるバルブタイミングの可変化)。これによ
れば、副室90内へ混合気を導入することに伴う圧力損
失を最小減に抑えつつ、筒内温度の低下による熱効率の
向上を図ることができる。
【0088】また、副室90内での混合気の温度を積極
的に下げる手段として、副室90内に可動ピストンを設
け、この可動ピストンをクランクシャフト23の回転に
同期して変位動させて、副室90内で混合気を流動させ
るようにしてもよい。あるいは、上記可動ピストンをバ
ネ付勢して、副室バルブ91が開くときに、副室90の
実質的な容積が上記可動ピストンによって積極的に減小
させ、副室ポ−ト90aを通過する混合気に流動(波
動)を生じさせるようにしてもよい。
的に下げる手段として、副室90内に可動ピストンを設
け、この可動ピストンをクランクシャフト23の回転に
同期して変位動させて、副室90内で混合気を流動させ
るようにしてもよい。あるいは、上記可動ピストンをバ
ネ付勢して、副室バルブ91が開くときに、副室90の
実質的な容積が上記可動ピストンによって積極的に減小
させ、副室ポ−ト90aを通過する混合気に流動(波
動)を生じさせるようにしてもよい。
【0089】他のノッキング防止手段(リ−ンバ−ン) 空燃比を理論空燃比よりもリ−ンすれば(リ−ンバ−ン
エンジンにあっては)、燃焼による発生熱量の一部が余
剰空気に吸収されるため、筒内温度Tは低くなる。勿
論、空燃比のリ−ン度合いが大きく程、余剰空気の量が
多くなるため、筒内温度Tは低くなり、ノッキングが生
じ難くなると共に熱効率が向上する。更に、現実的に
は、筒内温度が低下すれば、燃焼室の壁面への熱伝達も
減少し、冷却損失を低減することができる。したがっ
て、この冷却損失の面からも空燃比をリ−ンにすればす
る程、熱効率が向上することになる。
エンジンにあっては)、燃焼による発生熱量の一部が余
剰空気に吸収されるため、筒内温度Tは低くなる。勿
論、空燃比のリ−ン度合いが大きく程、余剰空気の量が
多くなるため、筒内温度Tは低くなり、ノッキングが生
じ難くなると共に熱効率が向上する。更に、現実的に
は、筒内温度が低下すれば、燃焼室の壁面への熱伝達も
減少し、冷却損失を低減することができる。したがっ
て、この冷却損失の面からも空燃比をリ−ンにすればす
る程、熱効率が向上することになる。
【0090】尚、例えばA/F=30というように空燃
比を極端にリ−ンに設定したとしても、吸気ポ−ト9の
形状をスワ−ルポ−ト、タンブルポ−トとする、あるい
は空燃比のリ−ン度合に応じて圧縮比を大きくする、若
しくは多点点火とすることで、着火性及び燃焼性を確保
することが可能である。以上本発明の実施例を説明した
が、図1等に示す機械式過給機32に代えて、排気エネ
ルギを使用したタ−ボチャ−ジャであってもよい。
比を極端にリ−ンに設定したとしても、吸気ポ−ト9の
形状をスワ−ルポ−ト、タンブルポ−トとする、あるい
は空燃比のリ−ン度合に応じて圧縮比を大きくする、若
しくは多点点火とすることで、着火性及び燃焼性を確保
することが可能である。以上本発明の実施例を説明した
が、図1等に示す機械式過給機32に代えて、排気エネ
ルギを使用したタ−ボチャ−ジャであってもよい。
【0091】
【発明の効果】本発明によれば、排気ガス温度の上昇を
抑えて排気系の信頼性を高めることができる。また、単
室容積の割にシリンダのボア経が小径化されているため
に、このボア径の小径化によってノッキングの発生を押
さえつつ従来よりも大きな圧縮比として熱効率を向上さ
せることができる。また、ロングストローク化されるこ
ととなって、クランクシャフトの軸受部の荷重負担を軽
減することができる。とりわけ、ピストンスピードと吸
気マッハ数とのそれぞれの限界ぎりぎりにエンジンスペ
ックが決定されることになり、上記効果を極めて高い次
元で得ることができる。特に、平均ピストンスピードが
限界値20m/sとなるときのエンジン回転数(第2回
転数)と吸気マッハ数が限界値0.5となるときのエン
ジン回転数(第1回転数)を、一般市販車となる過給機
付きの自動車用のエンジンの要求性能を勘案して設定し
てあるので、一般市販車となる過給機付きの自動車用の
エンジンとして極めて好ましいものが得られる。
抑えて排気系の信頼性を高めることができる。また、単
室容積の割にシリンダのボア経が小径化されているため
に、このボア径の小径化によってノッキングの発生を押
さえつつ従来よりも大きな圧縮比として熱効率を向上さ
せることができる。また、ロングストローク化されるこ
ととなって、クランクシャフトの軸受部の荷重負担を軽
減することができる。とりわけ、ピストンスピードと吸
気マッハ数とのそれぞれの限界ぎりぎりにエンジンスペ
ックが決定されることになり、上記効果を極めて高い次
元で得ることができる。特に、平均ピストンスピードが
限界値20m/sとなるときのエンジン回転数(第2回
転数)と吸気マッハ数が限界値0.5となるときのエン
ジン回転数(第1回転数)を、一般市販車となる過給機
付きの自動車用のエンジンの要求性能を勘案して設定し
てあるので、一般市販車となる過給機付きの自動車用の
エンジンとして極めて好ましいものが得られる。
【図1】実施例にかかるエンジンの縦断面図。
【図2】図1に示すII−II線に沿った断面図。
【図3】実施例にかかるエンジンの吸気系及び排気系を
展開して示す図。
展開して示す図。
【図4】実施例にかかるエンジンの各種制御の全体系統
図。
図。
【図5】吸気通路に配したシャッタ弁の制御用マップ。
【図6】可変バルブタイミングの作用説明図(領域
I)。
I)。
【図7】可変バルブタイミングの作用説明図(領域I
I)。
I)。
【図8】可変バルブタイミングの作用説明図(領域II
I)。
I)。
【図9】EGR用の制御マップ。
【図10】シャッタ弁制御とEGR制御とを複合した制
御用マップ。
御用マップ。
【図11】実施例にかかるエンジンと従来のエンジンと
を圧縮比の点で比較した図。
を圧縮比の点で比較した図。
【図12】実施例にかかるエンジンと従来のエンジンと
をS/B比の点で比較した図。
をS/B比の点で比較した図。
【図13】実施例にかかるエンジンと従来のエンジンと
をボア径の点で比較した図。
をボア径の点で比較した図。
【図14】実施例にかかるエンジンと従来のエンジンと
を総排気量に対する気筒数の点で比較した図。
を総排気量に対する気筒数の点で比較した図。
【図15】実施例にかかるエンジンと従来のエンジンと
を総排気量に対する車両重量の点で比較した図。
を総排気量に対する車両重量の点で比較した図。
【図16】本発明にかかるエンジンを吸気2弁排気2弁
としたときに、気筒数と総排気量との関係を従来との比
較で示す図。
としたときに、気筒数と総排気量との関係を従来との比
較で示す図。
【図17】実施例にかかるエンジンの変形例としての副
室付きエンジンを概略して示す図。
室付きエンジンを概略して示す図。
【図18】副室付きエンジンの副室バルブの開閉タイミ
ングを示す図。
ングを示す図。
【図19】定容比熱と温度との関係を示す図。
【図20】圧縮比を高めた場合のエンジンのサイクル線
を従来との比較で示す図。
を従来との比較で示す図。
【図21】ボア径と吸気弁有効角度面積Fia(e)と
の関係(計算結果)を示す図。
の関係(計算結果)を示す図。
【図22】本発明に適するボア径と単室容積との関係を
示す図。
示す図。
1 エンジン 4 気筒 5 シリンダ 6 ピストン 13 第1吸気弁 14 第2吸気弁 15 第1排気弁 16 第2排気弁
フロントページの続き (72)発明者 樫山 謙二 広島県安芸郡府中町新地3番1号 マツ ダ株式会社内 (72)発明者 佐々木 潤三 広島県安芸郡府中町新地3番1号 マツ ダ株式会社内 (56)参考文献 日本自動車輸入組合,輸入車ガイドブ ック1991,日本,日刊自動車新聞社 自動車ガイドブック1990−91,日本, 自動車工業振興会,1990年 (58)調査した分野(Int.Cl.7,DB名) F02B 1/00 - 39/16 F01L 1/00 - 1/46
Claims (3)
- 【請求項1】シリンダ内に往復動可能に嵌挿されたピス
トンにより燃焼室が形成され、該燃焼室に臨ませて点火
プラグが配設されると共に、該燃焼室の頭部に吸気弁に
より開閉される吸気ポートおよび排気弁により開閉され
る排気ポートが開口され、しかも過給機によって吸気を
過給するようにしたガソリンを燃料とする4サイクル過
給機付きエンジンにおいて、 圧縮比が9以上に設定され、 1つの気筒に対して、前記吸気ポートが2つ設けられる
と共に、該吸気ポートの数に対応して前記吸気弁が2つ
設けられ、 平均吸気マッハ数(Mim)が0.5のときのエンジン
回転数を第1回転数(N0.5)とし、平均ピストンスピ
ード(Um)が20m/sのときのエンジン回転数を第
2回転数(N20)としたとき、第2回転数(N20)を8
000rpm以下としつつ第1回転数(N0.5)以上と
し、かつ第2回転数(N20)と第1回転数(N0.5)と
の回転数差を2000rpm以下としつつ該第1回転数
(N0.5)を5000rpm以上となるように該第1回
転数(N0.5)と第2回転数(N20)との関係を満たす
範囲で、シリンダボア径(B)とシリンダ単室容積とピ
ストンのストローク(S)とが設定されることより、 前記シリンダのボア径(B)が50mm乃至67mmと
され、 前記シリンダの単室容積が150cc乃至400ccと
され、 前記ピストンのストローク(S)とシリンダボア径
(B)との比(S/B)が1.1以上とされている、こ
とを特徴とする過給機付きエンジン。 - 【請求項2】シリンダ内に往復動可能に嵌挿されたピス
トンにより燃焼室が形成され、該燃焼室に臨ませて点火
プラグが配設されると共に、該燃焼室の頭部に吸気弁に
より開閉される吸気ポートおよび排気弁により開閉され
る排気ポートが開口され、しかも過給機によって吸気を
過給するようにしたガソリンを燃料とする4サイクル過
給機付きエンジンにおいて、 圧縮比が9以上に設定され、 1つの気筒に対して、前記吸気ポートが3つ設けられる
と共に、該吸気ポートの数に対応して前記吸気弁が3つ
設けられ、 平均吸気マッハ数(Mim)が0.5のときのエンジン
回転数を第1回転数(N 0.5 )とし、平均ピストンスピ
ード(Um)が20m/sのときのエンジン回転数を第
2回転数(N 20 )としたとき、第2回転数(N 20 )を8
000rpm以下としつつ第1回転数(N 0.5 )以上と
し、かつ第2回転数(N 20 )と第1回転数(N 0.5 )と
の回転数差を2000rpm以下としつつ該第1回転数
(N 0.5 )を5000rpm以上となるように該第1回
転数(N 0.5 )と第2回転数(N 20 )との関係を満たす
範囲で、シリンダボア径(B)とシリンダ単室容積とピ
ストンのストローク(S)とが設定されることより、 前記シリンダのボア径(B)が43mm乃至49.5m
mとされ、 前記シリンダの単室容積が110cc乃至295ccと
され、 前記ピストンのストローク(S)とシリンダボア径
(B)との比(S/B)が1.1以上とされている、 こ
とを特徴とする過給機付きエンジン。 - 【請求項3】請求項1または請求項2において、 前記エンジンが一つの気筒に2つの排気弁を備えてい
る、ことを特徴とする過給機付きエンジン。
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