JP5531923B2 - 多気筒エンジンの吸排気装置 - Google Patents

Description

本発明は、自動車等に設けられる多気筒エンジンの吸排気装置に関する。

従来、自動車等のエンジンにおいて、エンジン出力を高めることを目的とした吸排気装置の開発が行なわれている。

例えば、特許文献１には、ターボ過給機を有する装置であって、各気筒の排気ポートに接続されて互いに独立する複数の独立通路と、ターボ過給機の上流に設けられてこれら独立通路が集合する集合部と、この集合部に設けられて各独立通路の流路面積を変更可能なバルブとを備えたものが開示されている。この装置では、前記バルブによって前記独立排気通路の流路面積を縮小することで、排気行程にある気筒の排気を所定の独立通路から前記集合部に比較的高速で流入させ、この高速の排気の周囲に生成された負圧を前記集合部において他の独立通路に作用させていわゆるエゼクタ効果によってこの他の独立通路内の排気を下流側に吸い出すことで、ターボ過給機に供給されるガス量を増大させてエンジン出力を向上させるよう構成されている。

特開２００９−９７３３５号公報

自動車等のエンジンにおいて、エンジン出力の向上要求は依然として高く、簡単な構成でより一層エンジン出力を高めることが求められている。

本発明は、このような事情に鑑み、簡単な構成でより吸気量をより増大させてエンジン出力を高めることのできる多気筒エンジンの吸排気装置の提供を目的とする。

前記課題を解決するために、本発明は、吸気ポートおよび排気ポートがそれぞれ形成されるとともに前記吸気ポートを開閉可能な吸気バルブと前記排気ポートを開閉可能な排気バルブとが設けられた複数の気筒を有する多気筒エンジンの吸排気装置であって、前記各気筒の吸気ポートにそれぞれ接続される吸気通路と、１つの気筒あるいは排気順序が互いに連続しない複数の気筒の排気ポートにそれぞれ接続される独立排気通路と、前記各独立排気通路の下流端に接続されて、当該各独立排気通路を通過した排気が集合する集合部と、前記各気筒の吸気バルブおよび排気バルブを駆動可能なバルブ駆動手段とを備え、前記各独立排気通路のうち排気順序が連続する気筒に接続された独立排気通路は互いに隣り合う位置で前記集合部に接続されており、前記各独立排気通路および集合部は、各気筒から各排気ポートおよび各独立排気通路を通って前記集合部に排気が排出されるのに伴いエゼクタ効果によって隣接する他の独立排気通路およびこの独立排気通路に接続された排気ポート内に負圧が生成される形状を有し、前記各独立排気通路は、その下流端部分の流路面積と同じ面積を有する真円の直径ａと、前記集合部の最小流路面積と同じ面積を有する真円の直径Ｄとの関係がａ／Ｄ≧０．５となる形状を有し、前記バルブ駆動手段は、少なくともエンジンの回転数が予め設定された基準回転数よりも低い低速領域において、前記各気筒の吸気バルブの開弁期間と排気バルブの開弁期間とが所定のオーバーラップ期間重複し、かつ、排気順序が連続する気筒間において一方の気筒の前記オーバーラップ期間が吸気上死点および他方の気筒の排気バルブが開弁している時期に重複するように、各気筒の吸気バルブおよび排気バルブを駆動するとともに、少なくとも前記低速領域において、前記他方の気筒から排出された排気により前記一方の気筒の排気ポートに生成された負圧が最大となる時期が当該一方の気筒のオーバーラップ期間と重複するように前記排気バルブの開弁開始時期をエンジン回転数の増大に伴って進角させることを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置を提供する。

本装置によれば、エゼクタ効果をより効果的に利用して、気筒の掃気を促進し、吸気効率ひいてはエンジン出力を高めることができる。

具体的には、本装置では、少なくとも前記低速領域において所定の気筒のオーバーラップ期間中に他の気筒の排気バルブを開弁させているので、排気バルブの開弁時に所定の独立排気通路から前記集合部に高速の排気が噴出するのに伴い前記エゼクタ効果によって前記オーバーラップ期間中の気筒の排気ポートに負圧を生成することができ、前記オーバーラップ期間中の気筒内のガスを排気ポート側に吸い出して掃気を促進することができる。しかも、前記オーバーラップ期間中に前記負圧が最大となるよう構成されているため、前記負圧を効果的に吸気行程中の気筒に付与して吸気効率を効果的に高めることができる。
特に、独立排気通路が、その下流端部分の流路面積と同じ面積を有する真円の直径ａと、前記集合部の最小流路面積と同じ面積を有する真円の直径Ｄとの関係がａ／Ｄ≧０．５となる形状を有しているため、前記エゼクタ効果を効果的に得ることができる。

ここで、排気バルブの開弁期間中において排気ポートに排出される排気の圧力、速度が最大となる時期は排気バルブの開弁開始後しばらく後であり、この最大速度の排気によって他の気筒の排気ポートに前記最大負圧が生成される。そして、排気バルブの開弁開始から前記高速の排気が排出されるまでの遅れ時間ひいては排気バルブの開弁開始から前記負圧が最大となるまでの時間は、クランク角度にして、エンジン回転数が高いほど長くなる。そのため、例えば、排気バルブの開弁開始時期が同一の場合は、エンジン回転数が高くなるほど前記負圧が最大となる時期が遅くなり、この負圧が最大となる時期がオーバーラップ期間とずれるおそれがある。

これに対して、本装置では、前記排気バルブの開弁開始時期をエンジン回転数の増大に伴って進角させており、前記負圧が最大となる時期が早くなるためこの負圧が最大となる時期とオーバーラップ期間とをより確実に重複させることができる。

前記構成において、前記バルブ駆動手段は、少なくとも前記低速領域において、前記他方の気筒から排出された排気により前記一方の気筒の排気ポートに生成された負圧が最大となる時期が、エンジン回転数によらず略同一クランク角度時期となるように、前記排気バルブの開弁開始時期をエンジン回転数の増大に伴って進角させるのが好ましい（請求項２）。

このようにすれば、エンジン回転数によらず、前記負圧が最大となる時期を例えばＴＤＣ付近といったオーバーラップ期間のうちこの負圧によってより効果的に気筒内の排気を吸い出すことのできる時期とすることができる。

前記構成において、前記バルブ駆動手段は、排気バルブの開閉時期およびリフト量を変更可能なリフト可変機構を有し、少なくとも前記低速領域において、当該リフト可変機構によりエンジン回転数の増大に伴って排気バルブのリフト量を増大しつつ前記排気バルブの開弁開始時期を進角させるのが好ましい（請求項３）。

このようにすれば、エンジン回転数の増大に伴って排気バルブの開弁開始時期を進角させて前記負圧が最大となる時期を適切な時期にすることができるとともに、エンジン回転数の増大に伴って増大する排気流量に対応して掃気性能を確保することができる。

また、前記構成において、前記バルブ駆動手段は、少なくとも前記低速領域において、前記リフト可変機構によりエンジン回転数の増大に伴って前記排気バルブのリフト量を増大し、かつ、前記排気バルブの開弁開始時期を進角させつつ、前記排気バルブの閉弁時期を遅角させるのが好ましい（請求項４）。

このように排気バルブの閉弁時期を遅角して、これによりオーバーラップ期間の終時期を遅角すれば、前記負圧が最大となる時期と前記オーバーラップ期間とを重複させるための前記排気バルブの開弁開始時期の進角量を小さく抑えることができるため、排気バルブの開弁開始時期の進角量が大きいことに伴う膨張仕事の低減を抑制することができ、エンジン出力をより確実に高めることができる。

また、本発明において、前記各独立排気通路の少なくとも下流側の部分は、上流側よりも下流側の方が流路面積が小さい形状を有し、前記各吸気通路のうち前記吸気バルブから当該吸気バルブの開弁に伴い生成された吸気脈動の圧力波が反転されるまでの部分の長さおよび横断面積は、前記吸気脈動の１次の山が前記吸気バルブ近傍で生じる時期と吸気バルブの閉弁時期とが略同一となり吸気の慣性過給効果が得られる１次の同調回転数が予め設定された同調基準回転数よりも高く、かつ、前記吸気脈動の１次の谷が前記吸気バルブ近傍において発生する時期と吸気バルブの閉弁時期とが略同一となる非同調回転数が前記同調基準回転数よりも低くなる寸法に設定されており、前記同調基準回転数は、前記多気筒エンジンからのエンジン出力が、前記各独立排気通路の流路面積を一定とした場合におけるエンジン出力よりも小さくなるエンジン回転数付近に設定されているのが好ましい（請求項５）。

このようにすれば、エゼクタ効果と吸気の慣性過給効果を効果的に利用してより広いエンジン回転数領域でエンジン出力を高めることができる。

具体的には、各独立排気通路の流路面積が下流側において絞られていることで独立排気通路から前記集合部により高速で排気を噴出させることができ高いエゼクタ効果を得ることができる。ここで、独立排気通路の流路面積が絞られていることで排気抵抗は増大する。これに対して、この構成では、吸気の慣性過給効果が得られる１次の同調回転数が、エンジン出力が各独立排気通路の流路面積を一定とした場合におけるエンジン出力よりも小さくなる回転数付近に設定された同調基準回転数よりもエンジン回転数の高い高速領域内に設定されているため、排気流量が大きいことによりエゼクタ効果による掃気性能向上効果よりも排気抵抗増大の影響の方が大きくなる高速領域においても、前記吸気の慣性過給効果により気筒内の掃気性能を高めてポンプ損失の増大を抑制することができ、より広いエンジン回転数領域でエンジン出力を高めることができる。特に、慣性過給効果を得ることのできない吸気脈動の１次の谷が発生する時期と吸気バルブの閉弁時期とが略同一となる非同調回転数が前記同調基準回転数よりも低くなるように構成されているので、同調基準回転数よりもエンジン回転数の高い高速領域全体にわたって掃気性能をより確実に高めることができる。

以上説明したように、本発明によれば、エゼクタ効果をより効果的に利用して、気筒の掃気を促進し、吸気効率ひいてはエンジン出力を高めることができる。

本発明の実施形態に係る多気筒エンジンの吸排気装置を備えたエンジンシステムの概略構成図である。 図１の部分拡大図である。 図１に対応するエンジンシステムの概略縦断面図である。 図２のＩＶ−ＩＶ線断面図である。 吸気バルブおよび排気バルブのバルブタイミングを説明するための図である。 排気ポート内の圧力変化をバルブリフトカーブと合わせて示した図である。 各エンジン回転数における排気ポート内の圧力変化をバルブリフトカーブと合わせて示した図である。 各エンジン回転数における排気ポート内の圧力変化をバルブリフトカーブと合わせて示した図である。 本発明の実施形態に係る吸気バルブおよび排気バルブの開弁時期および閉弁時期を説明するための図である。 吸気バルブ付近の吸気脈動の様子を模式的に示した図である。 同調基準回転数の設定手順を説明するためのグラフである。 本発明の他の実施形態に係る排気バルブ２０の開弁時期および閉弁時期を説明するための図である。

本発明に係る多気筒エンジンの排気装置の実施形態について図面を参照しながら説明する。

図１は前記多気筒エンジンの吸排気装置を備えたエンジンシステム１００の概略構成図である。このエンジンシステム１００は、シリンダヘッド９およびシリンダブロックを有するエンジン本体１と、エンジン制御用のＥＣＵ２と、吸気通路を構成するエンジン本体１に接続される複数の吸気管３およびこれら吸気管３に接続されるサージタンク４と、エンジン本体１に接続される排気マニホールド５と、排気マニホールド５に接続される触媒装置６とを備えている。

前記シリンダヘッド９およびシリンダブロックの内部にはピストンがそれぞれ嵌挿された複数の気筒１２が形成されている。本実施形態では、前記エンジン本体１は、直列４気筒のエンジンであって、前記シリンダヘッド９およびシリンダブロックの内部には４つの気筒１２が直列に並んだ状態で形成されている。具体的には、図２の右から順に第１気筒１２ａ，第２気筒１２ｂ，第３気筒１２ｃ，第４気筒１２ｄが形成されている。前記シリンダヘッド９には、ピストンの上方に区画された燃焼室内に臨むようにそれぞれ点火プラグ１５が設置されている。

前記エンジン本体１は４サイクルエンジンであって、図５に示すように、各気筒１２ａ〜１２ｄにおいて、１８０℃Ａずつずれたタイミングで前記点火プラグ１５による点火が行われて、吸気行程、圧縮行程、膨張行程、排気行程がそれぞれ１８０℃Ａずつずれるように構成されている。本実施形態では、第１気筒１２ａ→第３気筒１２ｃ→第４気筒１２ｄ→第２気筒１２ｂの順に点火が行われてこの順に排気行程等が実施される。

各気筒１２の上部には、それぞれ燃焼室に向かって開口する２つの吸気ポート１７および２つの排気ポート１８が設けられている。吸気ポート１７は、各気筒１２内に吸気を導入するためのものである。排気ポート１８は、各気筒１２内から排気を排出するためのものである。各吸気ポート１７には、これら吸気ポート１７を開閉して吸気ポート１７と気筒１２内部とを連通あるいは遮断するための吸気バルブ１９が設けられている。各排気ポート１８には、これら排気ポート１８を開閉してこれら排気ポート１８と気筒１２内部とを連通あるいは遮断するための排気バルブ２０が設けられている。前記吸気バルブ１９は吸気バルブ駆動機構（バルブ駆動手段）３０により駆動されることで、所定のタイミングで吸気ポート１７を開閉する。また、前記排気バルブ２０は、排気バルブ駆動機構（バルブ駆動手段）４０により駆動されて、所定のタイミングで排気ポート１８を開閉する。

前記吸気バルブ駆動機構３０は、吸気バルブ１９に連結された吸気カムシャフト３１と吸気ＶＶＴ３２とを有している。吸気カムシャフト３１は、周知のチェーン／スプロケット機構等の動力伝達機構を介してクランクシャフトに連結されており、クランクシャフトの回転に伴い回転して、吸気バルブ１９を開閉駆動する。

前記吸気ＶＶＴ３２は、吸気バルブ１９のバルブタイミングを変更するためのものである。この吸気ＶＶＴ３２は、吸気カムシャフト３１と同軸に配置されてクランクシャフトにより直接駆動される所定の被駆動軸と吸気カムシャフト３１との間の位相差を変更して、これによりクランクシャフトと前記吸気カムシャフト３１との間の位相差を変更することで、吸気バルブ１９のバルブタイミングを変更する。吸気ＶＶＴ３２の具体的構成としては、例えば、前記被駆動軸と前記吸気カムシャフト３１との間に周方向に並ぶ複数の液室を有し、これら液室間に圧力差を設けることで前記位相差を変更する液圧式機構や、前記被駆動軸と前記吸気カムシャフト３１との間に設けられた電磁石を有し、前記電磁石に電力を付与することで前記位相差を変更する電磁式機構等が挙げられる。この吸気ＶＶＴ３２は、ＥＣＵ２で算出された吸気バルブ１９の目標バルブタイミングに基づいて前記位相差を変更する。

前記排気バルブ駆動機構４０は、排気バルブ２０に連結された排気カムシャフト４１と排気ＣＶＶＬ４２とを有している。排気カムシャフト４１は、前記吸気カムシャフト３１と同様にクランクシャフトに連結されており、クランクシャフトの回転に伴い回転して、排気バルブ２０を開閉駆動する。

前記排気ＣＶＶＬ４２は、排気バルブ２０のバルブタイミングを変更するためのものである。前記排気ＣＶＶＬ４２は、排気バルブ２０のリフト量を連続的に（無段階で）変更可能ないわゆる連続可変バルブリフト機構（Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓ Ｖａｒｉａｂｌｅ Ｖａｌｖｅ Ｌｉｆｔ Ｍｅｃｈａｎｉｓｍ）と呼ばれるものである。

本実施形態では、前記排気ＣＶＶＬ４２は、排気バルブ２０の閉弁時期を所定のクランク角位置に固定しながら、排気バルブ２０のリフト量を可変的に変更して排気バルブ２０の開弁開始時期を変更する。

このような構成のＣＶＶＬは既に公知であり、その具体例は、例えば特開２００７−８５２４１号公報に開示されている（なお、同文献ではＶＶＥと称されている）。

前記各気筒１２の吸気ポート１７は、その上流側においてそれぞれ前記吸気管３に接続されている。具体的には、前記吸気管３は気筒数に対応して４本設けられており、各気筒１２に設けられた２つの吸気ポート１７が、１つの吸気管３に接続されている。

前記各吸気管３は、その上流側において前記サージタンク４に接続されており、このサージタンクに貯留されている空気が各吸気管３に分配される。このサージタンク４は、吸気管３の並び方向に延びており吸気管３に分配するための空気を貯留可能な十分な容積を有している。従って、前記吸気バルブ１９の開弁に伴い吸気バルブ１９近傍で発生した負圧波は、吸気管３を伝播して前記サージタンク４に到達するとこのサージタンク４で反転、反射して正圧波となる。この正圧波は、吸気バルブ１９側に戻り、気筒１２の入口付近で反転、反射し負圧波となり、再びサージンタンク４側に伝播する。このようにして、吸気管３内には、図１０に示すような、圧力脈動（吸気脈動）が生じる。この図１０は、横軸を時間として、吸気バルブ１９近傍における吸気脈動による圧力変化を模式的に示した図である。この図１０に示すように、吸気バルブ１９近傍では、吸気バルブ１９の開弁開始（時刻ｔ０）後、山（圧力の高い状態）と谷（圧力の低い状態）とが減衰しながら交互に現れる。

吸気の慣性過給効果とは、前記吸気バルブ１９の閉弁直前に吸気バルブ１９近傍が前記山の状態とされて吸気ポート１７側の圧力が高められることで気筒１２への吸気が促進されるというものである。特に、前記負圧波がサージタンク４で１回反転、反射することで生成された正圧波による１次の山は、その圧力が大きく、高い慣性過給効果を得ることができる。

本実施形態では、この１次の山による高い慣性過給効果が、後述する同調基準回転数Ｎ１よりもエンジン回転数の高い高速領域で得られるように、前記吸気管３の長さＬ＿ｉｎ（図１参照）および横断面積すなわち排気の流れ方向と直交する方向の面積あるいは流路面積が設定されている。また、この高速領域において、前記吸気バルブ１９の閉弁直前に吸気バルブ１９近傍が前記谷の状態となるのを回避して、高速領域全体において前記慣性過給効果が得られるように、前記吸気管３の長さＬ＿ｉｎおよび横断面積が設定されている。

すなわち、吸気バルブ１９近傍において吸気脈動の１次の山が発生する時刻ｔ１ａ（図１０参照）と吸気バルブ１９の閉弁時期とが略同一となる１次の同調回転数Ｎｉｎ＿１ａが、前記同調基準回転数Ｎ１よりも高くなるように、また、吸気バルブ１９近傍において吸気脈動の１次の谷が発生する時刻ｔ１ｂ（図１０参照）と吸気バルブ１９の閉弁時期とが略同一となる１次の非同調回転数Ｎｉｎ＿１ｂが、前記同調基準回転数Ｎ１よりも低くなるように、吸気管３の長さＬ＿ｉｎおよび横断面積が設定されている。

ここで、１次の山による高い慣性過給効果をより高速領域で得られるようにするには、吸気管３の長さＬ＿ｉｎをより短くする、あるいは、吸気管３の横断面積をより大きくすればよいが、吸気管３の横断面積を大きくする変更はレイアウト上の制約が大きいため、本実施形態では、吸気管３の長さＬ＿ｉｎをより短くすることで高速領域で高い慣性過給効果が得られるようにしている。

前記排気マニホールド５は、３つの独立排気通路５２と、混合管（集合部）５６ａと、ストレート管５６ｂと、ディフューザー５６ｃとを備えている。

前記各独立排気通路５２は、前記各気筒１２の排気ポート１８に接続されている。具体的には、前記気筒１２のうち第１気筒１２ａの排気ポート１８と第４気筒１２ｄの排気ポート１８とは、それぞれ個別に独立排気通路５２ａ、５２ｄに接続されている。一方、排気行程が隣り合わず排気順序が連続しない第２気筒１２ｂと第３気筒１２ｃの排気ポート１８は、これら各気筒から同時に排気が排出されることがないため、構造を簡素化する観点から、１つの独立排気通路５２ｂに接続されている。より詳細には、この第２気筒１２ｂと第３気筒１２ｃの排気ポート１８に接続されている独立排気通路５２ｂは、その上流側において２つの通路に分離しており、その一方に前記第２気筒１２ｂの排気ポート１８が接続され、他方に前記第３気筒１２ｃの排気ポート１８が接続されている。

これら独立排気通路５２は、互いに独立しており、第２気筒１２ｂあるいは第３気筒１２ｃから排出された排気と、第１気筒１２ａから排出された排気と、第４気筒１２ｄから排出された排気とは、互いに独立して各独立排気通路５２内を通って下流側に排出される。

前記第２気筒１２ｂおよび第３気筒１２ｃの排気ポート１８に対応する独立排気通路５２は、これら気筒１２ｂ，１２ｃの中央部分すなわちエンジン本体１の略中央部分と対向して直線的に延びており、他の気筒１２ａ，１２ｄの排気ポート１８に対応する独立排気通路５２は、対応する各排気ポート１８と対向する位置から前記第２気筒１２ｂおよび第３気筒１２ｃに対応する独立排気通路５２に向かって湾曲して延びている。

前記各独立排気通路５２の下流側には前記混合管５６ａが接続されており、各独立排気通路５２を通過した排気はこの混合管５６ａで集合する。この混合管５６ａにおいて、前記３つの独立排気通路５２は、その下流端が互いに隣接する位置で混合管５６ａに接続されている。

前記各独立排気通路５２および混合管５６ａは、各独立排気通路５２から排気が高速で噴出されてこの排気が高速で混合管５６ａを通過するのに伴い、この高速の排気の周囲に発生した負圧作用すなわちエゼクタ効果によって隣接する他の独立排気通路５２およびこの独立排気通路５２と連通する排気ポート１８内のガスが下流側に吸い出される形状を有している。

具体的には、前記各独立排気通路５２は、下流に向かうほどその流路面積が小さくなる形状を有しており、排気が各独立排気通路５２から高速で下流側へ噴出されるよう構成されている。より詳細には、図２および図４に示すように、各独立排気通路５２は、略楕円形断面を有する上流側部分から下流に向かうに従ってその断面積が縮小されており、その下流端では上流側部分の楕円形断面積の略１／３となる扇形となっている。そして、これら独立排気通路５２は、扇形をなす各下流端が全体として略円形断面を形成するように集合して前記混合管５６ａに接続されている。

そして、前記混合管５６ａは、その上流端の断面積が前記各独立排気通路５２の下流端の合計面積よりも大きく、下流に向かうほど縮径してその流路面積が小さくなり、その下流端の流路面積と同じ面積を有する真円の直径をＤ（図３参照）とし、前記独立排気通路５２の下流端の断面積と同じ面積を有する真円の直径をａ（図３参照）とした場合に、ａ／Ｄ＝０．６５となる形状を有している。ここで、この混合管５６ａの具体的構造は前記に限らないが、この混合管５６ａが、その上流端と下流端の少なくとも一方の流路面積が最も小さい流路面積となる形状を有し、ａ／Ｄがａ／Ｄ≧０．５の範囲に設定されていれば、この混合管５６ａを排気が十分な高い速度で通過して前記エゼクタ効果が十分に得られることが分かっているため、前記のような形状を有するものが好ましい。なお、前記混合管５６ａへの排気の流入速度をより高めるべく、前記独立排気通路５２の下流端に流路面積が小さくされた部分すなわち絞り部が設けられている場合には、この絞り部の流路面積の直径をａとして、前記混合管５６ａがａ／Ｄ≧０．５となるような形状とされるのが好ましい。

前記混合管５６ａに流入した排気は前記ストレート管５６ｂおよび前記ディフューザー５６ｃを通過して下流側に流出する。前記ストレート管５６ｃは、前記混合管５６ａから連続して、この混合管５６ａの下流端と同一の断面形状すなわち同一の流路面積で下流側に延びる形状を有している。前記ディフューザー５６ｃは、前記ストレート管５６ｂから連続して下流側に延びており、下流に向かうに従って拡径してその流路面積が大きくなる形状を有している。

前記ディフューザー５６ｃの下流側には前記触媒装置６の後述するケーシング６２が接続されており、ディフューザー５６ｃを通過した排気はケーシング６２内に流入する。

前記触媒装置６は、エンジン本体１から排出された排気を浄化するための装置である。この触媒装置６は、三元触媒等の触媒本体６４とこの触媒本体６４を収容するケーシング６２とを備えている。ケーシング６２は排気の流れ方向と平行に延びる略円筒状を有している。前記触媒本体６４は、前記ケーシング６２の上下流方向の中央部分に収容されており、このケーシング６２の上流端６２ａには所定の空間が形成されている。前記ディフューザー５６ｃの下流端はこのケーシング６２の上流端６２ａに接続されており、ディフューザー５６ｃから排出された排気はこのケーシング６２の上流端６２ａに流入した後、触媒本体６４側へ進行する。

前記ＥＣＵ２は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラであって、プログラムを実行するためのＣＰＵと、ＲＡＭやＲＯＭからなりプログラム及びデータを格納するメモリと、各種信号の入出力を行なうＩ／Ｏバスとを備えている。このＥＣＵ２は、前記Ｉ／Ｏバスを介して各種センサからの信号を受け、この信号に基づき種々の演算を行い、この演算結果に基づき各種アクチュエータに駆動信号を送信する。前記吸気ＶＶＴ３２および排気ＣＶＶＬ４２は、このＥＣＵ２からの信号を受けて前記吸気バルブ１９および排気バルブ２０を駆動する。

前記吸気ＶＶＴ３２および排気ＣＶＶＬ４２は、前記ＥＣＵ２からの駆動信号を受けて、前記吸気バルブ１９および排気バルブ２０を、全運転領域において、排気バルブ２０の開弁期間と吸気バルブ１９の開弁期間とが吸気上死点（ＴＤＣ）を挟んでオーバーラップし、かつ、排気バルブ２０が他の気筒１２のオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に開弁を開始するように駆動する。具体的には、図５に示すように、第１気筒１２ａの吸気バルブ１９と排気バルブ２０とがオーバーラップしている期間中に第３気筒１２ｃの排気バルブ２０が開弁し、第３気筒１２ｃの吸気バルブ１９と排気バルブ２０とがオーバーラップしている期間中に第４気筒１２ｄの排気バルブ２０が開弁し、第４気筒１２ｄの吸気バルブ１９と排気バルブ２０とがオーバーラップしている期間中に第２気筒１２ｂの排気バルブ２０が開弁し、第２気筒１２ｂの吸気バルブ１９と排気バルブ２０とがオーバーラップしている期間中に第１気筒１２ａの排気バルブ２０が開弁するように、各バルブ１９，２０を駆動する。

また、前記排気ＣＶＶＬ３２は、エンジン回転数が増大するに伴い、前記排気バルブ２０のリフト量を増大させつつ排気バルブ２０の開弁開始時期を進角させる。より詳細には、前記排気ＣＶＶＬ３２は、排気ポート１８内の圧力が後述するブローダウンガスの排出に伴って生成された最大負圧となる時期がエンジン回転数によらずほぼ一定となるように、エンジン回転数の増大に伴い排気バルブ２０の開弁開始時期を進角させる。本実施形態では、前記最大負圧となる時期がＴＤＣとほぼ一致するように進角させる。

なお、本エンジンシステム１００において、前記吸気バルブ１９および排気バルブ２０の開弁時期、閉弁時期とは、それぞれ、図９に示すように、各バルブのリフトカーブにおいてバルブのリフトが急峻に立ち上がるあるいは立ち下がる時期であり、例えば０．４ｍｍリフトの時期をいう。

以上のように構成された本エンジンシステム１００における吸気性能について次に説明する。

本装置では、前記独立排気通路５２および混合管５６ａは、エゼクタ効果により所定の独立排気通路５２から混合管５６ａに排気が高速で噴出されるのに伴い、他の独立排気通路５２内に負圧が生成されてこの他の独立排気通路５２ひいてはこの他の独立排気通路５２に連通する排気ポート１８内のガスが下流側へ吸い出されるよう構成されている。そして、所定の気筒１２（以下、適宜、吸気行程気筒１２という）のオーバーラップ期間中に、排気順序がこの吸気行程気筒１２の１つ後に設定された他の気筒１２（以下、適宜、排気行程気筒１２という）の排気バルブ２０が開弁するように設定されている。

従って、排気行程気筒１２の排気バルブ２０が開弁してこの排気行程気筒１２内の排気が独立排気通路５２を通って混合管５６ａに高速で噴出されるのに伴い、前記エゼクタ効果によりオーバーラップ期間中の吸気行程気筒１２の排気ポート１８内に負圧が生成され、これにより、このオーバーラップ期間中の吸気行程気筒１２内の掃気が促進される。特に、各独立排気通路５２の下流端は前記混合管５６ａにおいて隣接して配置されている。そのため、排気行程気筒１２に接続された独立排気通路５２による吸出し力は吸気行程気筒１２に接続された独立排気通路５２に効果的に作用する。

このエゼクタ効果により排気ポート１８内が負圧となる効果について調べた結果を、図６に示す。この図６は、本エンジンシステム１００を用いて排気ポート１８内の圧力変化を調べた結果を、排気バルブ２０および吸気バルブ１９のリフトカーブと合わせて示したものであり、この図６において上下２つの圧力グラフＰ１，Ｐ２はそれぞれ排気順序が連続する２つの気筒の排気ポート１８内の圧力変化を示している。この図６において、各排気ポート１８内の圧力は、排気バルブ２０の開弁開始直後（圧力Ｐ１においてクランク角＝ＣＡ＿１となる時期）に最大圧力（Ｐｍａｘ）となるとともに、排気順序が１つ前の気筒１２の圧力がこの最大圧力となったしばらく後（圧力Ｐ２においてクランク角＝ＣＡ＿２となる時期）に最大負圧（Ｐｍｉｎ）となっており、前記エゼクタ効果により生じる最大負圧が排気バルブ２０の開弁開始直後に気筒１２から排出された高圧、高速のガス（いわゆるブローダウンガス）が前記独立排気通路５２を通って前記混合管５６ａに高速で噴出されるのに伴って生成されることがわかる。

ここで、前記排気バルブ２０の開弁開始後、排気行程気筒１２から前記ブローダウンガスが排出されるまでのクランク角期間ひいては排気バルブ２０の開弁開始からこのブローダウンガスにより吸気行程気筒１２に高い負圧が生成されるまでクランク角期間は、図７に示すように、エンジンの回転数の増大に伴って長くなる。図７は、本エンジンシステム１００と同様の構造を有するエンジン本体１および排気マニホールドを備えた装置を用いて、異なる複数のエンジン回転数において、排気バルブ２０の開弁開始時期および閉弁時期をエンジン回転数によらず一定として排気ポート１８内の圧力変化を調べた結果を示した図である。この図７において、ラインＬ１、Ｌ２、Ｌ３、Ｌ４、Ｌ５、Ｌ６はそれぞれエンジン回転数が１０００ｒｐｍ，２０００ｒｐｍ，３０００ｒｐｍ，４０００ｒｐｍ，５０００ｒｐｍ，６０００ｒｐｍでの結果である。この図７に示されるように、排気バルブ２０の開弁開始時期および閉弁時期が同じ時期の場合、エンジン回転数が増大するに伴って、排気バルブ２０の開弁開始後、前記ブローダウンガスが排出されるまでのクランク角度期間は長くなっている。そして、これに伴い、排気ポート１８内の負圧が最大となる時期がクランク角度で遅くなっている。これは、排気バルブ２０の開弁開始後ブローダウンガスが排気ポート１８内に排出されるまでの絶対時間がエンジン回転数によらず一定であるためと考えられる。そのため、例えば、エンジン回転数によらず排気バルブ２０の開弁開始時期および閉弁時期を一定とすると、前記オーバーラップ期間中に排気ポート１８内の負圧を最大とすることができず、この負圧による掃気促進効果を効果的に発揮できない。

これに対して、本エンジンシステム１００では、前述のように、エンジン回転数の増大に伴って排気バルブ２０の開弁開始時期が進角されている。そのため、前記排気ポート１８内の負圧がエンジン回転数によらず前記オーバーラップ期間中のＴＤＣ付近において最大となるため、前記掃気促進効果を効果的に得ることができる。特に、ＴＤＣ付近において排気ポート１８内の負圧が最大とされることで、気筒１２内の残留ガスをより効果的に吸い出すことができ、高い吸気効率を得ることができる。

このエンジン回転数の増大に伴って排気バルブ２０の開弁開始時期を進角させるという制御を行った本エンジンシステム１００における図７に対応する排気ポート１８内の圧力変化を図８に示す。この図８に示されるように、本エンジンシステム１００では、エンジン回転数によらず高いＴＤＣ付近において排気ポート１８内の圧力が高い負圧とされている。

さらに、本エンジンシステム１００では、エンジン回転数の増大に伴って排気バルブ２０のリフト量が増大されており、エンジン回転数の増大に伴い流量が増大する排気を効率よく排出できる。そのため、前記エゼクタ効果による吸気効率の向上効果を確保しつつ、排気抵抗を低減して吸気効率をより高めることができる。

また、前記独立排気通路５２が前記エゼクタ効果が効果的に得られるように下流側においてその流路面積が小さく絞られていることにより、エンジン回転数が高くなり排気流量が大きくなると、排気抵抗が大きくなってポンプ損失が増大する結果エンジン出力がかえって悪化するという問題が生じるが、本エンジンシステム１００では、高速領域において吸気の慣性過給効果が効果的に得られるように構成されているため、高速領域においても得人出力を高く維持することができる。

具体的には、本エンジンシステム１００では、前記同調基準回転数Ｎ１は、前記のように独立排気通路５２の流路面積が絞られることにより、そのエンジン出力が、排気通路の流路面積が絞られていない場合よりもエンジン出力が低下する回転数付近に設定されている。すなわち、前記同調基準回転数Ｎ１は、本エンジンシステム１００のエンジン出力の方が、本エンジンシステム１００において前記独立排気通路５２に代えて流路面積が一定の排気通路を用いた場合（以下、流路面積一定仕様という場合がある）のエンジン出力よりも小さくなる回転数付近に設定されている。そして、本エンジンシステム１００では、前述のように、各吸気管３の長さＬ＿ｉｎおよび横断面積の調整により、１次の同調回転数Ｎｉｎ＿１ａが前記同調基準回転数Ｎ１よりも高く、１次の非同調回転数Ｎｉｎ＿１ｂが前記同調基準回転数Ｎ１よりも低く設定されている。そのため、前記独立排気通路５２が絞られることに伴いエンジン出力が低下する前記同調基準回転数Ｎ１よりもエンジン回転数の高い高速領域全体において、吸気の慣性過給効果により掃気性能を高めることができ、これによりポンプ損失の増大を抑制してエンジン出力の低下を小さく抑えることができる。

図１１に、本エンジンシステム１００のエンジン出力（エンジントルク）の例（実線）と、前記流路面積一定仕様のエンジン出力（エンジントルク）の例（破線）とを示す。この図１１に示されるように、エンジン回転数がトルク低下回転数Ｎ０よりも低い領域では、本エンジンシステム１００の方が流路面積一定仕様よりもエンジントルクが高い。一方、エンジン回転数がトルク低下回転数Ｎ０よりも高い領域では、本エンジンシステム１００の方が流路面積一定仕様よりもエンジントルクが低い。

本実施形態では、前記エンジントルクの低下が確実に抑制されるように、前記１次の同調回転数Ｎｉｎ＿１ａがこのトルク低下回転数Ｎ０に設定され、前記基準回転数Ｎ１は、このトルク低下回転数Ｎ０よりもわずかに小さい回転数に設定されている。例えば、前記トルク低下回転数Ｎ０が５０００ｒｐｍであるのに対して、前記同調基準回転数Ｎ１は４５００ｒｐｍに設定されている。そして、前記吸気管３は、１次の同調回転数Ｎｉｎ＿１ａ５０００ｒｐｍとなるように、その径が４５ｍｍ、その長さＬ＿ｉｎが４００ｍｍに設定されている。なお、本実施形態の４気筒を有するエンジン本体１の排気量は２リットルである。この場合において、１次の非同調回転数Ｎｉｎ＿１ｂは３５００ｒｐｍとなる。前記図１１には、エンジントルクに合わせて、吸気バルブ１９の閉弁時期の吸気バルブ１９近傍における吸気脈動による圧力変化の様子を概略的に示している。

なお、図１１に示したエンジントルクの比較結果は、吸気管３の長さおよび横断面積が同一であり得られる吸気脈動効果が同等の場合の比較である。従って、前記独立排気通路５２に代えて流路面積が一定の排気通路を用いるとともに従来のようにエンジン回転数の比較的低い領域において吸気の慣性過給効果が得られるように構成されたエンジンシステムのエンジン出力は、図１１の鎖線に示すように、高速領域において、本エンジンシステム１００よりも低く、本エンジンシステム１００では、前記吸気の慣性過給効果により、従来のエンジンシステムに比べて高いエンジン出力を得ることができる。

以上のように、本エンジンシステム１００によれば、エゼクタ効果をより効果的に利用して、気筒１２の掃気を促進し、吸気効率を高めることができるとともに、高速領域において吸気慣性効果を効果的に利用してポンプ損失を小さく抑えることができ、全速度領域においてエンジン出力を高めることができる。

ここで、前記実施形態では、排気バルブの閉弁時期を一定とした場合について示したが、排気バルブ２０の開弁開始時期を過度に進角させると、エンジン本体１における膨張仕事が減少するおそれがある。そのため、このような場合には、図１２に示すように、エンジン回転数の増大に伴い排気バルブ２０の開弁開始時期を進角させるとともに、エンジン回転数の増大に伴い排気バルブ２０の閉弁時期を遅角させるのが好ましい。なお、この場合には、エンジン回転数の増大量に対する排気バルブ２０の閉弁時期の遅角量は、エンジン回転数の増大量に対する排気バルブ２０の開弁開始時期の進角量よりも小さく設定するのが好ましい。

また、前記実施形態では、全運転領域において、エゼクタ効果による高い掃気促進効果が得られるように、吸気バルブ１９と排気バルブ２０とをオーバーラップさせるとともに他の気筒１２の排気バルブ２０の開弁開始時期とこのオーバーラップ期間とを重複させる制御およびエンジン回転数の増大に伴って前記最大負圧となる時期と前記オーバーラップ期間とを重複させる制御を実施する場合について説明したが、エンジン回転数が所定の基準回転数よりも低い運転領域でのみ行なってもよい。すなわち、エンジン回転数が高い運転領域では、排気流量が増大するため、エゼクタ効果により得られる掃気促進効果よりもポンプ損失低減により得られる掃気促進効果の方が高い場合がある。従って、このような場合には、吸気バルブ１９と排気バルブ２０とを掃気促進効果をより高めることができるように制御するのが好ましい。

また、前述のように、エンジン回転数が高い運転領域におけるポンプ損失を低減するべく、前記各独立排気通路５２のうち流路面積が小さくなる領域から前記ディフューザー５６ｃの下流側の部分までをバイパスする通路を設け、この通路をその流路面積を一定等として排気抵抗が大きくならない形状にするとともに、この通路にこの通路を開閉するバルブを取り付けて、前記エンジン回転数が低い運転領域ではこのバルブを閉じて前記独立排気通路５２のみを排気が通過するように構成するとともに、エンジン回転数が高い運転領域では前記バルブを開いて排気が前記バイパス通路側をも通過するように構成してもよい。

また、触媒装置６の位置は前記に限らない。ただし、本エンジンシステム１００によれば、エゼクタ効果および背圧の低減により吸気効率を高めることができるため、ターボ過給機を有しないエンジンシステムにおいて有用である。そして、このようにターボ過給機を有しない場合には、触媒装置６を前記実施形態のように各独立排気通路５２に直接接続してより上流側の位置に配置することができ、これにより触媒本体６４に流入する排気の温度を高く維持して触媒本体６４を早期に活性させることができる。

１ エンジン本体
５ 排気マニホールド
１７ 吸気ポート
１８ 排気ポート
１９ 吸気バルブ
２０ 排気バルブ
３０ 吸気バルブ駆動機構（バルブ駆動手段）
４０ 排気バルブ駆動機構（バルブ駆動手段）
５２ 独立排気通路
５６ａ 混合管（集合部）

Claims (5)

1. 吸気ポートおよび排気ポートがそれぞれ形成されるとともに前記吸気ポートを開閉可能な吸気バルブと前記排気ポートを開閉可能な排気バルブとが設けられた複数の気筒を有する多気筒エンジンの吸排気装置であって、
   前記各気筒の吸気ポートにそれぞれ接続される吸気通路と、
   １つの気筒あるいは排気順序が互いに連続しない複数の気筒の排気ポートにそれぞれ接続される独立排気通路と、
   前記各独立排気通路の下流端に接続されて、当該各独立排気通路を通過した排気が集合する集合部と、
   前記各気筒の吸気バルブおよび排気バルブを駆動可能なバルブ駆動手段とを備え、
   前記各独立排気通路のうち排気順序が連続する気筒に接続された独立排気通路は互いに隣り合う位置で前記集合部に接続されており、
   前記各独立排気通路および集合部は、各気筒から各排気ポートおよび各独立排気通路を通って前記集合部に排気が排出されるのに伴いエゼクタ効果によって隣接する他の独立排気通路およびこの独立排気通路に接続された排気ポート内に負圧が生成される形状を有し、
   前記各独立排気通路は、その下流端部分の流路面積と同じ面積を有する真円の直径ａと、前記集合部の最小流路面積と同じ面積を有する真円の直径Ｄとの関係がａ／Ｄ≧０．５となる形状を有し、
   前記バルブ駆動手段は、少なくともエンジンの回転数が予め設定された基準回転数よりも低い低速領域において、前記各気筒の吸気バルブの開弁期間と排気バルブの開弁期間とが所定のオーバーラップ期間重複し、かつ、排気順序が連続する気筒間において一方の気筒の前記オーバーラップ期間が吸気上死点および他方の気筒の排気バルブが開弁している時期に重複するように、各気筒の吸気バルブおよび排気バルブを駆動するとともに、少なくとも前記低速領域において、前記他方の気筒から排出された排気により前記一方の気筒の排気ポートに生成された負圧が最大となる時期が当該一方の気筒のオーバーラップ期間と重複するように前記排気バルブの開弁開始時期をエンジン回転数の増大に伴って進角させることを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。
2. 請求項１に記載の多気筒エンジンの吸排気装置において、
   前記バルブ駆動手段は、少なくとも前記低速領域において、前記他方の気筒から排出された排気により前記一方の気筒の排気ポートに生成された負圧が最大となる時期が、エンジン回転数によらず略同一クランク角度時期となるように、前記排気バルブの開弁開始時期をエンジン回転数の増大に伴って進角させることを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。
3. 請求項１または２に記載の多気筒エンジンの吸排気装置であって、
   前記バルブ駆動手段は、排気バルブの開閉時期およびリフト量を変更可能なリフト可変機構を有し、少なくとも前記低速領域において、当該リフト可変機構によりエンジン回転数の増大に伴って排気バルブのリフト量を増大しつつ前記排気バルブの開弁開始時期を進角させることを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。
4. 請求項３に記載の多気筒エンジンの吸排気装置において、
   前記バルブ駆動手段は、少なくとも前記低速領域において、前記リフト可変機構によりエンジン回転数の増大に伴って前記排気バルブのリフト量を増大し、かつ、前記排気バルブの開弁開始時期を進角させつつ、前記排気バルブの閉弁時期を遅角させることを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。
5. 請求項１〜４のいずれかに記載の多気筒エンジンの吸排気装置において、
   前記各独立排気通路の少なくとも下流側の部分は、上流側よりも下流側の方が流路面積が小さい形状を有し、
   前記各吸気通路のうち前記吸気バルブから当該吸気バルブの開弁に伴い生成された吸気脈動の圧力波が反転されるまでの部分の長さおよび横断面積は、前記吸気脈動の１次の山が前記吸気バルブ近傍で生じる時期と吸気バルブの閉弁時期とが略同一となり吸気の慣性過給効果が得られる１次の同調回転数が予め設定された同調基準回転数よりも高く、かつ、前記吸気脈動の１次の谷が前記吸気バルブ近傍において発生する時期と吸気バルブの閉弁時期とが略同一となる非同調回転数が前記同調基準回転数よりも低くなる寸法に設定されており、
   前記同調基準回転数は、前記多気筒エンジンからのエンジン出力が、前記各独立排気通路の流路面積を一定とした場合におけるエンジン出力よりも小さくなるエンジン回転数付近に設定されていることを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。
   

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