JP6007504B2 - ディーゼルエンジン - Google Patents

Description

本発明は、ターボ式過給システムに加えて、吸気排気バルブを一時的に停止させるバルブ休止機構を備えた減筒運転システムを備えたディーゼルエンジンに関する。

現在、内燃機関を使用する自動車用や産業用の内燃機関（エンジン）に対する排気ガス規制は年々厳しくなっている。これに加えて近年は世界的な地球温暖化対策の一つとして、厳しい燃費規制の導入も検討されている。各自動車メーカはこれらの規制に対応すべく、排ガス性能や燃費等のエンジン性能を改善するための様々なデバイスに関する研究及び開発を進めてきている。

内燃機関には、使用する燃料の違いにより、大まかにいうとガソリンエンジンとディーゼルエンジンに分かれる。ガソリンエンジンはディーゼルエンジンに対し、熱効率が低く燃費が悪いので、これを改善するために熱効率向上の研究及び開発がなされ、吸気排気バルブ機構や各補助装置の可変化によるエンジンフリクションの低減等の様々なデバイスの開発が急速に進んできている。

一方、ディーゼルエンジンでは、近年、高圧噴射や高過給などのデバイスの研究及び開発が急速に進んできたが、燃費改善の面ではガソリンエンジンに比べ研究が遅れている。更に、ガソリンエンジンとの燃費差は縮まる一方であり、また厳しい排ガス規制に加えて燃費規制も導入されることからも、ディーゼルエンジンの燃費を改善する研究及び開発が重要となっている。

ディーゼルエンジンの燃費を改善する方法として、大きく二種類の方法がある。一つはエンジン筒内の燃焼を改善して熱効率を向上することで燃費を低減する方法である。この方法は、ディーゼルエンジンの熱効率はガソリンエンジンに比べて既に非常に高いレベルにあるため、仮に熱効率が向上できたとしても燃費での改善量は多くを望めない領域にあり、更に熱効率を高めることは非常に困難な状況にある。

もう一つの方法は、ガソリンエンジンで既に積極的に行われておりエンジン本体及びエンジン補機のフリクションを低減する方法であり、ディーゼルエンジンでもこの方法に関する同様なデバイスの開発が進んでいる。このフリクションには様々なものがあるが、中でも半分近くを占めているのがエンジンのポンピング損失である。

このエンジンのポンピング損失について説明すると。エンジンの図示仕事は一般的に、エンジン筒内の圧力を、エンジン筒内容積（ｃｍ³：横軸）とエンジン筒内圧力（ＭＰａ：縦軸）とする「Ｐ−Ｖ線図」で示される。エンジンのポンピング損失は、この「Ｐ−Ｖ線図」の下側にある領域のことであり、この領域の面積が損失仕事量となる。つまり、エンジン燃焼後にピストンが上昇して排気バルブが開き、筒内の排気ガスを押し出す排気行程と、ピストンが下降し吸気バルブを開いて筒内に新しい空気を導入する吸気行程中に、エンジンが発生するフリクションがポンピング損失（ポンピングロス）である。

このポンピング損失はガソリンエンジンでもディーゼルエンジンでも同様に発生するが、ガソリンエンジンの場合には、ディーゼルエンジンとは異なり燃料と空気量の混合比を一定にさせる必要がある。このため、ガソリンエンジンでは吸気ラインに吸気スロットルバルブを設ける必要性があり、この影響でディーゼルエンジンに比べてポンピング損失が大きくなっている。しかし、近年のガソリンエンジンには吸気バルブの作動量を変化させることで燃料と空気量の混合比を調整させ、この吸気スロットルを取り外す傾向が見られる。これにより近年ではガソリンエンジンとディーゼルエンジンのポンピング損失は近づいている。

更に、ガソリンエンジンの一部の車両には、ポンピング損失の低減により燃費を改善する減筒運転システムが既に採用されている。この減筒運転システムでは、エンジンの運転状態によって一部の吸気排気バルブを停止させて運転する気筒数を減少させて、気筒全体としてのポンピング損失を低減させることにより燃費の改善を図る。この減筒運転システムでは、吸気排気バルブを停止させることで、上記の「Ｐ−Ｖ線図」上で線は略一本線となり、ポンピング損失の面積は略ゼロとなる。そのため、エンジンの燃費を大きく改善することが可能となる。

この吸気排気バルブの停止方法には、電磁バルブを使用する例や、ロッカーアームを二分割し連結しているピンを油圧などでスライドさせバルブロストモーションをさせる構造などなど、既に様々な提案が考案され、ガソリンエンジンの一部では既に量産採用されている。

しかしながら、ディーゼルエンジンで、これらの量産採用例は見られない。理由は過給量の落ち込みである。ディーゼルエンジンはガソリンエンジンと異なり、エンジンに投入した燃料が必要とする理論空気量に対し、大幅な空気過剰率を確保しないとエンジンの燃焼は悪化する。このため、今日のディーゼルエンジンでは排気ガスの排気エネルギーを利用して作動するターボ式過給器で空気を圧縮して過給するターボ過給を行うのが一般となっている。そのため、ディーゼルエンジンに減筒運転システムを採用した場合には、ポンピング損失は大幅に低減するが、逆に、排気ガスの流量の大幅な減少によりターボ式過給器の作動点がずれ、このターボの作動領域が大幅に変わってしまい、その結果ターボ式過給器が十分な仕事をすることができずにエンジンの過給量が落ち込んでしまう。その結果、エンジンの燃焼が悪化し、燃費が悪化するので、総合的な燃費性能を悪化してしまう場合も生じることになる。

過給量の大幅な落ち込みについてより詳細に説明すると、この減筒運転システムにおける停止気筒はエンジン減筒時の振動増加の影響から、通常４気筒の場合は２気筒を休止、６気筒の場合は３気筒を休止するのが一般的である。例えば、ターボ式過給器が十分に作動していない軽負荷で半分の気筒を停止すると、エンジンの排ガス流量も約半分となり、ターボマップ上大きく左へシフトする。これをガス流量（横軸）とターボ入口出口の圧力比（縦軸）で示されたターボコンプレッサーマップ上で考えると、一番下で且つ左端の位置でターボ式過給器として作動しない領域に突入する。従って、この状態から少し燃料を増加し、エンジン負荷を上げても、ターボ式過給器による十分な過給が得られないのでエンジンの燃費改善を図ることができない。

これに関連して、ターボ過給エンジンで減筒運転を実施してもターボチャージャに支障をきたすことなく排気再循環を継続し得るように、低圧ＥＧＲループと高圧ＥＧＲループとを備えて、減筒運転時に、排気ガスの全量がターボチャージャを通過するように低圧ＥＧＲループを選択して排気ガスを再循環し、減筒運転を行わない通常運転時には高圧ＥＧＲループ又は高圧ＥＧＲループと低圧ＥＧＲループを選択して排気ガスを再循環するターボ過給エンジンの排気再循環方法及び装置が提案されている（例えば、特許文献１参照）。

しかしながら、この方法及び装置では、減筒運転時に高圧ＥＧＲを用いるより低圧ＥＧＲを使用して過給量を高く保持することで、ＥＧＲによるターボ過給の過給量低下は防止できるが、ベース全気筒で作動している通常時の過給量には及ばず、また、ＥＧＲを使用しない状態でも減筒運転状態で過給量が低下するので、ターボ作動点が低下しエンジン燃費を悪化するため、減筒運転によるターボ過給の過給量低下は防止できないという問題がある。更に、低圧ＥＧＲでは排気ガスをターボチャージャやインタークーラーを通すため、それら通路部品において酸化など腐食の問題が発生するため、システムとして成立させることが非常に難しいという問題がある。

また、減筒システムの採用により稼動する気筒の過給量不足を改善するため、ベースのターボチャージャに対して小型のターボチャージャを採用して、ターボチャージャを複数取り付けるエンジンが提案されている（例えば、特許文献２参照）。

しかしながら、このエンジンには、減筒運転以外の例えば、全負荷運転領域におけるエンジン性能、特に燃費が悪化するという問題がある。つまり、大型ディーゼルエンジンが小型ディーゼルエンジンより一般に燃費が良いのはターボ効率の差による影響が大きいためであり、このターボ効率は、一般的に、大型のターボチャージャの方が小型のターボチャージャより非常に高く、更にその領域も大きい。従って、このエンジンでは、減筒運転時において発生する過給量不足を改善できるが、その一方で、全負荷の全気筒運転時ではベースとするエンジン性能に対し、小型ターボを取り付けたことによりエンジン性能、特に燃費を悪化させてしまうことになる。

図７に一段過給方式のノーマルエンジンのシステムをイメージした「エンジン回転数とエンジン出力」のグラフと「コンプレッサーマップ（空気流量と圧力比）」のグラフを示す。また、図８に特許文献２の減筒運転を行うエンジンと２台の小型ターボチャージャのシステムをイメージした「エンジン回転数とエンジン出力」のグラフと「コンプレッサーマップ（空気流量と圧力比）」のグラフを示す。

この特許文献２のシステムの場合には、減筒用小型ターボチャージャを使用した場合には、例えばＡ点で示すような負荷の低い領域では確かにコンプレッサー効率（数字６０や７０等で表示した等高楕円で示す）も有る程度上昇し過給効率を改善できる。しかしながら、減筒運転領域を超えたＢ点で示すような負荷が高い領域では効率が図７のノーマルエンジンよりも逆に低下してしまう。

無論、ターボチャージャは仕様の選定やマッチングで使用する領域も変えることができるが、上記したように、小型のターボチャージャを採用することのメリットである効率の良い領域は狭く、また、小型のターボチャージャの効率は大型のターボチャージャよりも低いので、負荷が高い領域では効率を高くすることはできない。そのため、商用車（ＣＶ車）等において使用頻度の多い高負荷の領域で燃費が悪くなるので採用が難しい。

上記の問題を解決するために、「減筒+小型複数ターボ+低圧段大型ターボ」のシステムが考えられる。しかしながら、このシステムを成立させるためには、減筒運転時に運転する一方の小型ターボチャージャが、減筒運転時に停止する他方の小型ターボチャージャへ、過給空気を循環して加圧することができないという、エンジンの性能向上を得る上で阻害要因となる問題を解決することが重要な課題となる。

この課題を改善するものとして、複数の排気通路にそれぞれ高圧段ターボチャージャを配置し、これらの高圧段ターボチャージャから流出する排気を低圧段ターボチャージャに導入するようにした二段過給システムを備えると共に、両方の高圧段ターボチャージャから吸気通路が合流する部分に三方弁を取り付けた内燃機関が提案されている（例えば、特許文献３参照）。

しかしながら、この内燃機関には、三方弁の構造上の問題と取り付け位置によるターボ耐久性の悪化という二つの問題がある。

三方弁の構造上の問題に関しては、上記の内燃機関で使用する三方弁については詳細な記載がなく、特許文献３の図１から負圧により自動で開閉する仕組みと推測されるが、この三方弁のエンジン入口側（インタークーラー）には高圧段ターボチャージャのそれぞれの面積の合計面積より大きい開口面積が必要であり、これより小さいと、エンジン全負荷運転時に圧力損失が発生してエンジンの性能が悪化を招くという問題が生じる。この大きな開口面積を確保しようとすると、三方弁が大きくなるため、システムが非常に大きくなり、車載スペースの確保が困難となり実用的ではなくなるという問題がある。

特許文献３の図１では三方弁のバルブが半分開いているが、このバルブ部の開口面積は非常に狭い。この三方弁では減筒運転からベースの全気筒運転への復帰時、又は、それぞれのエンジン燃焼やターボ性能のバラツキ時に発生する圧力差により三方弁のバルブが片方へ閉じる作用が働くので、結果として圧力の小さいグループのエンジン気筒の排気圧力の上昇によりエンジンポンピング損失が悪化するので、排ガス性能や燃費性能等のエンジン性能を悪化する。そのため、結果としてシステムとしての性能を向上できない。

また、取り付け位置よるターボ耐久性の悪化の問題に関しては、三方弁の取り付け場所が高圧段ターボ出口であることに問題がある。つまり、例えば、エンジンが全負荷で運転中に高圧段ターボチャージャがそれぞれ最高回転近くで運転している最中に、急に減筒運転領域に突入した場合に、一方の気筒群に対しては燃料を停止し、吸気排気バルブも同時に停止し、他方の気筒群が減筒運転側するが、この減筒運転側の高圧段ターボチャージャが得る排気エネルギーが減少するため、圧縮空気の圧力が減少しこれにより三方弁が急激に閉じることになる。

しかし、このときはまだ高圧段ターボチャージャは高速で回転しているため、過給を行っているが流量は出ない状態が発生する。この状態を図９に示すコンプレッサーマップ上にプロットすると、圧力比は非常に高く、流量がゼロに近い状態である。つまり、図９のＣ点からＤ点に移行する場合に、減筒運転時に休止する気筒用のターボチャージャのコンプレッサマップに示すように、休止気筒用の高圧段ターボチャージャは圧力差により急に出口を塞がれるので空気流量はゼロになる。しかしながら、この高圧段ターボチャージャはまだ回転しているので、閉じた瞬間に必ずサージラインに突入する状態になる。そのため、特別な工夫をしない限り、ターボチャージャは破損することになる。

従って、上記の三方弁を備えた「減筒+小型複数ターボ+低圧段大型ターボ」のシステムも燃費改善効果を得るための問題点を根本的にあるいは本質的に改善したものとは言えず、量産は難しい。

つまり、上記したように、内燃機関のディーゼルエンジンに一つ又は複数のターボ式過給器を有する過給システムと、バルブ休止機構を持った減筒運転システムを組み合わせた場合、過給量の低下により、エンジン性能のエンジン排ガスを悪化させ、更に狙いであるエンジン燃費改善の効果も充分に得られないという問題が発生する。具体的には燃費改善が得られる領域が非常に少ない、軽負荷運転状態のみとなる。一方、ガソリンエンジンでは既に量産化が図られており、減筒運転システム導入によるエンジンポンピングの低下により得られるその燃費改善の効果は明らかであるが、空気過剰率が重要なディーゼルエンジンにおいては上記の問題の影響が大きい。

特開２０１０−２２３０４０号公報 特開２００６−１７７１９１号公報 特開２０１１−２３１６８３号公報

本発明は、上記の状況を鑑みてなされたものであり、その目的は、減筒する気筒群と運転を継続する気筒群のそれぞれの吸気システムに最適化させた複数の小型の高圧段ターボチャージャと共に、更にエンジンベース全負荷性能を悪化させない大型の低圧段ターボを備え、減筒運転時に小型の高圧段ターボチャージャの間の過給循環を改善することができて、ディーゼルエンジンで減筒運転の効果を十分に得て、燃費等のエンジン性能改善の効果を得ることができるディーゼルエンジンを提供することにある。

つまり、減筒運転時における過給量低下を防止して運転気筒内に十分な空気量を供給することができて、減筒運転時に発生し易い運転気筒内の燃焼の悪化と排気ガスの状態の悪化を防止できて、燃費改善の効果を充分に得ることができるディーゼルエンジンを提供することにある。

上記の目的を達成するための本発明のディーゼルエンジンは、ターボ式過給器と、予め設定した気筒群の排気弁及び吸気弁の開閉を休止する減筒用バルブ休止機構を備え、前記減筒用バルブ休止機構により作動を継続又は休止する第１気筒群と、前記減筒用バルブ休止機構により作動を休止又は継続する第２気筒群とを区分して、吸気通路を第１気筒群への第１吸気通路と第２気筒群への第２吸気通路に分岐すると共に、排気通路を第１気筒群からの第１排気通路と第２気筒群からの第２排気通路に分岐し、前記第１吸気通路と前記第１排気通路に第１ターボ式過給器を、前記第２吸気通路と前記第２排気通路に第２ターボ式過給器をそれぞれ設け、前記第１気筒群と前記第１ターボ式過給器との間の前記第１排気通路と、前記第２気筒群と前記第２ターボ式過給器との間の前記第２排気通路はそれぞれ合流することなく独立していると共に、前記第１排気通路と前記第２排気通路とは前記第１ターボ式過給器及び第２ターボ式過給器の下流において合流する合流部位を有し、前記第１吸気通路と前記第２吸気通路との分岐部位の上流側となる吸気通路と、前記第１排気通路と前記第２排気通路との前記合流部位の下流側となる排気通路に、第３ターボ式過給器を設けたディーゼルエンジンにおいて、前記第１吸気通路と前記第２吸気通路との前記分岐部位の下流側では前記第１吸気通路と前記第２吸気通路を合流させることなく、前記第１吸気通路を前記第１気筒群の第１吸気マニホールドに接続すると共に前記第２吸気通路を前記第２気筒群の第２吸気マニホールドに接続し、前記第１吸気通路において前記第１ターボ式過給機の第１コンプレッサーの下流側に第１インタークーラーを、前記第２吸気通路において前記第２ターボ式過給機の第２コンプレッサーの下流側に第２インタークーラーをそれぞれ設けて構成される。

この構成によれば、減筒運転システムにより、エンジンの吸気・排気バルブを停止して、エンジンのポンピングフリクションの低減を行い、燃費改善を図ることができる。この減筒運転システムはエンジン負荷に応じてエンジンの吸気排気バルブを停止させ、幾つかの気筒を休止させるので、これにより、エンジンの吸気排気ポンピング損失を低減させると同時に、運転している気筒の燃料噴射量が増加して負荷が増加し、運転気筒の平均有効圧力（ＰＭＥ）が増加して熱損失の低下により熱効率が上昇するので、結果としてエンジンの燃費が改善される。

また、この構成によれば、減筒時に運転している気筒の排ガス流量に最適化させたターボ式過給器を選定することが可能になり、減筒運転システムに最適化させてターボ式過給器を配置できる。その結果、ターボ式過給器が非常に効率の良い作動ライン上で作動してエンジン燃費向上に貢献できる。それと共に、運転気筒に多量の過給を行うことができるので運転気筒では高い燃焼効率を達成することができ、最終的にエンジン性能の燃費改善を図ることができる。

言い換えれば、減筒運転により、排気流量が大幅に減少してターボ式過給器の作動点がずれて、その結果、ターボ式過給器が十分な仕事ができなくなって、エンジンの過給量が落ち込んでエンジンの燃焼が悪化して燃費が悪化し、総合的な燃費性能が悪化するのを防止できる。つまり、減筒運転時でも、ターボ式過給器がターボ作動点を良好に維持して十分に仕事するようにして、エンジンの過給量を維持し、エンジンの燃焼を良好に維持して燃費の悪化を抑制できる。

その上、第１吸気通路と第２吸気通路を合流させることなく、第１吸気通路を第１気筒群の第１吸気マニホールドに接続すると共に第２吸気通路を第２気筒群の第２吸気マニホールドに接続しているので、合流点と、この合流点に設ける三方弁が不要になるため、システム全体をコンパクトにすることができ、また、三方弁を設けたことによるターボのサージラインへの突入を防止できる。
また、前記第１吸気通路において前記第１ターボ式過給機の第１コンプレッサーの下流側に第１インタークーラーを、前記第２吸気通路において前記第２ターボ式過給機の第２コンプレッサーの下流側に第２インタークーラーをそれぞれ設けて構成する。この構成によれば、第１及び第２インタークーラーの構成によりターボ過給された圧縮空気を効率よく冷却できる。

上記のディーゼルエンジンにおいて、通常運転時においては、エンジン回転数とエンジン負荷に応じて、前記減筒用バルブ休止機構と前記第１ターボ式過給器と前記第２ターボ式過給器と前記第３ターボ式過給器を制御する制御装置を備え、該制御装置が、アイドル運転時の場合、減速運転時の場合、及び気筒へ供給する全体燃料の流量がゼロの場合には、前記減筒用バルブ休止機構を作動させた減筒運転中であっても、作動を休止している気筒群の休止を停止して全気筒を作動させる制御を行うように構成する。

この構成によれば、通常運転時では、エンジン回転数、エンジン負荷（若しくは燃料量若しくはエンジン出力）に応じて、減筒用バルブ休止機構を基本マップやフィードバック制御により制御するので、ディーゼルエンジンの運転の最適化を図ることができる。また、アイドル運転時の場合には全気筒を作動させてエンジンの振動を低減でき、減速運転時の場合及び燃料量がゼロの場合には全気筒を作動させて通常のエンジンブレーキ力を確保でき、減筒運転システムの採用によって問題となるエンジンブレーキ力の低下を防止できる。

本発明に係るディーゼルエンジンによれば、減筒する気筒群と運転を継続する気筒群のそれぞれの吸気システムに最適化させた複数の小型の高圧段ターボチャージャと共に、更にエンジンベース全負荷性能を悪化させない大型の低圧段ターボチャージャを備え、減筒運転時に小型の高圧段ターボチャージャの間の過給循環を改善することができて、ディーゼルエンジンで減筒運転の効果を十分に得て、燃費等のエンジン性能改善の効果を得ることができる。

つまり、減筒運転時における過給量低下を防止して運転気筒内に十分な空気量を供給することができて、減筒運転時に発生し易い運転気筒内の燃焼の悪化と排気ガスの状態の悪化を防止できて、燃費改善の効果を充分に得ることができる。

その上、第１吸気通路と第２吸気通路を合流させることなく、第１吸気通路を第１気筒群の第１吸気マニホールドに接続すると共に第２吸気通路を第２気筒群の第２吸気マニホールドに接続しているので、合流点と、この合流点に設ける三方弁が不要になるため、システム全体をコンパクトにすることができ、また、三方弁を設けたことによるターボのサージラインへの突入を防止できる。

本発明の実施の形態のディーゼルエンジンの構成を示した図である。 図１のディーゼルエンジンの制御関係の構成を示した図である。 ターボ式過給システムと減筒運転システムの制御フローの一例を示す図である。 図３の減筒運転の詳細な制御フローの一例を示す図である。 エンジン回転数とエンジン出力をパラメータとした全筒運転の領域と減筒運転の領域と減筒運転の非作動領域の一例を示す図である。 エンジン回転数と燃料量をパラメータとしたブースト圧の基本マップの一例を示す図である。 従来技術の一段過給方式のノーマルエンジンのシステムをイメージした「エンジン回転数とエンジン出力」のグラフと「コンプレッサーマップ（空気流量と圧力比）」のグラフを示す図である。 従来技術の減筒運転を行うエンジンと２台の小型ターボチャージャのシステムをイメージした「エンジン回転数とエンジン出力」のグラフと「コンプレッサーマップ（空気流量と圧力比）」のグラフを示す図である。 従来技術の二段過給方式の減筒運転を行うエンジンをイメージした「エンジン回転数とエンジン出力」のグラフと「コンプレッサーマップ（空気流量と圧力比）」のグラフを示す図である。

以下、本発明に係る実施の形態のディーゼルエンジンとその運転方法について、図面を参照しながら説明する。ここでは、内燃機関が車両搭載のディーゼルエンジンである場合について説明しているが、本発明は、車両搭載のディーゼルエンジンのみならず、産業用や発電用のディーゼルエンジン全般において適用できる。

図１及び図２に示す本発明に係る実施の形態のディーゼルエンジン（以下エンジンという）１は、減筒用バルブ休止機構２１により作動を継続（又は休止）する第１気筒群と、減筒用バルブ休止機構２１により作動を休止（又は継続）する第２気筒群とを区分して構成される。そして、エンジン本体１１では、吸気マニホールドは第１気筒群のための第１吸気マニホールド１１Ａａと第２気筒群のための第２吸気マニホールド１１Ｂａで形成され、排気マニホールドも第１気筒群のための第１排気マニホールド１１Ａｂと第２気筒群のための第２排気マニホールド１１Ｂｂで形成される。

また、吸気通路１２をエアクリーナー１５と低圧段過給器２６の低圧段コンプレッサー２６ａの下流で、第１気筒群への第１吸気通路１２Ａと第２気筒群への第２吸気通路１２Ｂに分岐すると共に、排気通路１３を第１気筒群からの第１排気通路１３Ａと第２気筒群からの第２排気通路１３Ａに分岐し、低圧段過給器２６の低圧段タービン２６ｂの上流で排気通路１３に合流させる。

この構成により、第１吸気通路１２Ａと第２吸気通路１２Ｂとの分岐部位の上流側となる吸気通路１２と、第１排気通路１３Ａと第２排気通路１３Ｂとの合流部位の下流側となる排気通路１３に、第３ターボ式過給器となる低圧段過給器２６が配置されることになる。この構成により、エンジン過給性能が向上する。

それと共に、第１吸気通路１２Ａと第１排気通路１３Ａに第１ターボ式過給器１６Ａを、第２吸気通路１２Ｂと第２排気通路１３Ｂに第２ターボ式過給器１６Ｂをそれぞれ設ける。つまり、第１吸気通路１２Ａに第１ターボ式過給器１６Ａの第１コンプレッサー１６Ａａを設け、第１排気通路１３Ａに第１ターボ式過給器１６Ａの第１タービン１６Ａｂを設けると共に、第２吸気通路１２Ｂに第２ターボ式過給器１６Ｂの第２コンプレッサー１６Ｂａを設け、第２排気通路１３Ｂに第２ターボ式過給器１６Ｂの第２タービン１６Ｂｂを設ける。

この構成により、第１ターボ式過給器１６Ａと低圧段過給器２６により、又は、第２ターボ式過給器１６Ｂと低圧段過給器２６により、二段式のターボ式過給システムを形成する。なお、この第１及び第２ターボ式過給器１６Ａ、１６Ｂには、タービン１６Ａｂ、１６Ｂｂに可変翼を持ったＶＧＴターボを採用するのが好ましい。

また、第１吸気通路１２Ａの第１ターボ式過給器１６Ａの第１コンプレッサー１６Ａａの下流側に第１インタークーラー１７Ａを、第２吸気通路１２Ｂの第２ターボ式過給器１６Ｂの第２コンプレッサー１６Ｂaの下流側に第２インタークーラー１７Ｂをそれぞれ設ける。

更に、第１インタークーラー１７Ａの下流側の第１吸気通路１２Ａと、第２インタークーラー１７Ｂの下流側の第２吸気通路１２Ｂを合流させることなく、第１吸気通路１２Ａを第１気筒群の第１吸気マニホールド１１Ａａに接続すると共に第２吸気通路１２Ｂを第２気筒群の第２吸気マニホールド１１Ｂａに接続して構成する。

また、第１排気通路１３Ａと第１吸気通路１２Ａを連結する第１ＥＧＲ通路１４Ａと、第２排気通路１３Ｂと第２吸気通路１２Ｂを連結する第２ＥＧＲ通路１４Ｂとをそれぞれ設けると共に、第１ＥＧＲ通路１４Ａは第１ＥＧＲクーラー１８Ａと第１ＥＧＲ弁１９Ａと第１ＥＧＲ逆止弁２０Ａを、第２ＥＧＲ通路１４Ｂは第２ＥＧＲクーラー１８Ｂと第２ＥＧＲ弁１９Ｂと第２ＥＧＲ逆止弁２０Ａとをそれぞれ設ける。

また、減筒運転が可能なように、エンジン本体１１には、エンジン１の各気筒に、例えば油圧で作動する減筒用バルブ休止機構２１を設け、更に、この減筒用バルブ休止機構２１を作動させるために、減筒制御用油圧電磁バルブ２２を備える。この減筒用バルブ休止機構２１により、エンジン１の吸気排気バルブ（図示しない）の開閉弁動作を休止して、エンジン１の幾つかの気筒を任意に休止できるように構成する。つまり、減筒運転システムを備えて構成する。

この減筒運転システムでは、エンジン１の運転状態（エンジン回転数、エンジン負荷（若しくは燃料噴射量、若しくはエンジン出力））に応じて、吸気排気バルブの開閉動作を停止させて、予め選択された幾つかの気筒を休止させる。この減筒気筒は設定するエンジンによってベース気筒（運転気筒）及び停止気筒（減筒気筒）も様々な場合が設定できるが、図５に、６気筒のエンジン全負荷線に対して３気筒停止させた場合のエンジン出力（トルク）線図を参考例として示す。３気筒停止によって残りの運転している気筒に噴射される燃料流量は約２倍となる。

従って、図５の参考例で示すと通常の全負荷線に対し約半分の３気筒減筒出力線のエンジン出力（トルク）カーブとなる。しかし、減筒する気筒数も、また、エンジンに要求する出力も、車両走行状態により、様々な状態が考えられる。そのため、事前にエンジンテストベンチにおいて、エンジン性能及びエンジン振動などを計測し、最適なエンジン制御マップを評価及び完成させて、「基本マップによる減筒作動領域」を決定する必要がある。

この減筒運転により、エンジン１の吸気排気のポンピング損失を低減させると同時に、運転している気筒の燃料噴射量が増加し負荷が増加し、これにより、運転気筒の平均有効圧力（ＰＭＥ）が増加し、熱損失の低下により熱効率が上昇し、結果としてエンジン１の燃費の改善が可能となる。

そして、エンジン１の運転全般を制御するＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）と呼ばれる制御装置３０が設けられている。この制御装置３０は、エンジン１の吸気空気Ａの流量を計測する吸気量センサ（ＭＡＦセンサ）３１、エンジン吸気圧力を計測するブースト圧センサ３２、エンジン回転数を計測するエンジン回転数センサ３３、燃料のフィードバック制御用に実噴射量を計測する機能を備えた燃料噴射ノズル（図示しない）等の各センサからの計測値のデータを入力し、エンジン１の吸気排気バルブ（図示しない）、第１ターボ式過給器１６Ａの第１タービン１６Ａａ、第２ターボ式過給器１６Ｂの第２タービン１６Ｂａ、低圧段過給器２６の低圧段タービン２６ａ、第１ＥＧＲ弁１９Ａ、第２ＥＧＲ弁１９Ｂ、燃料噴射弁（図示しない）、減筒用バルブ休止機構２１等を制御するための制御信号を出力している。

つまり、このエンジン１では、多くのセンサ３1〜３４によって計測されたデータを基に、例えば、横軸にエンジン回転数（ｒｐｍ）、縦軸に燃料噴射量（ｍｍ³／ｓｔ）とするような、様々な基本エンジンマップを所有し、エンジン運転中におけるこれらの各センサ３２〜３４の検出値をこの基本エンジンマップ（例えば、図６のブースト圧マップ等）と比較して、この基本エンジンマップから得られる各種の制御量を算出し、この制御量に基づいてエンジン１に備えられた各アクチュエータを作動させることで、例えば、ＥＧＲやターボＶＧＴ、噴射タイミング等を制御して、最適なエンジン状態になるように制御している。

次に、上記の構成のエンジン１における運転方法について説明する。このエンジン１の制御装置３０は、通常運転時においては、エンジン回転数とエンジン負荷に応じて、減筒用バルブ休止機構２１の作動を操作する減筒制御用油圧電磁バルブ２２を制御し、アイドル運転時の場合、減速運転時の場合、及び気筒へ供給する全体燃料の流量がゼロの場合には、減筒用バルブ休止機構２１を作動させた減筒運転中であっても、作動を休止している気筒群の休止を停止して全気筒を作動させる制御を行う。

この制御は、図３に示すような制御フローに従った制御で行うことができる。エンジン１の運転が開始されると共に、この図３の制御フローも上位の制御フローから呼ばれてスタートし、ステップＳ１１で、エンジン回転数センサ３３で計測されたエンジン回転数の入力と、アクセルセンサ（図示しない）などで検出されるエンジン負荷の入力と、燃料噴射量の算出を行う。なお、この燃料噴射量の算出は実噴射量を計測する機能を備えた燃料噴射ノズル（図示しない）で計測された燃料噴射量で代用してもよい。次のステップＳ１２では、ＥＧＲ制御を行うために、ＥＧＲ基本マップを参照してＥＧＲ弁１９Ａ、１９Ｂを制御する制御信号を出力する。

そして、ステップＳ１３では、過給に関して、全気筒運転用の高圧段ターボマップ（例えば、図５）を参照して、このエンジン回転数とエンジン出力（又は負荷又は燃料噴射量）のエンジン運転状態に対応する領域を求めて、ステップＳ１４で、この領域が減筒運転領域内にあるか否かを判定する。

このステップＳ１４の判定で、減筒運転領域内に無い（ＮＯ）の場合には、ステップＳ３０に行き、減筒用バルブ休止機構２１を作動させずに全気筒運転を予め設定された所定の時間（ステップＳ１４やステップＳ１６の判定のインターバルに関係する時間）の間行う。つまり、現在の運転状態が全気筒運転の場合はそのまま継続し、現在の運転状態が減筒用バルブ休止機構２１を作動させた減筒運転の場合は、休止している気筒群の休止を停止して全気筒を作動させる。

また、ステップＳ１４の判定で、減筒運転領域内にある（ＹＥＳ）の場合には、ステップＳ１５に行き、減筒運転用の高圧段ターボマップ（例えば、図５の下側）を参照して、このエンジン回転数とエンジン出力（又は負荷又は燃料噴射量）のエンジン運転状態に対応する領域を求めて、ステップＳ１６で、この領域が減筒運転非作動領域内、つまり、アイドル時非作動領域内や減速時非作動領域内や燃料噴射量がゼロの領域内にあるか否かを判定する。

このステップＳ１６の判定で、減筒運転非作動領域内にある（ＹＥＳ）の場合には、ステップＳ３０に行き、全気筒運転を行う。つまり、現在の運転状態が全気筒運転である場合にはそのまま継続し、現在の運転状態が減筒用バルブ休止機構２１を作動させた減筒運転中である場合は、その場合であっても休止している気筒群の休止を停止して全気筒を作動させる。

このステップＳ１６の判定で、減筒運転非作動領域内に無い（ＮＯ）の場合には、ステップＳ２０に行き、減筒運転を予め設定された所定の時間（ステップＳ１４やステップＳ１６の判定のインターバルに関係する時間）の間行う。つまり、現在の運転状態が減筒運転の場合にはそのまま継続し、現在の運転状態が全気筒運転の場合には、減筒用バルブ休止機構２１を作動させて一部の気筒群を休止して減筒運転を行う。 そして、ステップＳ２０の減筒運転又はステップＳ３０の全気筒運転が行われて予め設定された所定の時間を経過すると、リターンに行き、上位の制御フローに戻り、また、この上位の制御フローにより再び図３の制御フローが呼ばれて、図３の制御フローをエンジン１の運転停止まで繰り返して実行される。なお、エンジン１の運転停止の信号が入ると、図３の制御フローの途中であっても、上位の制御フローに戻り、上位の制御フローと共に図３の制御フローも終了する。

なお、図５では、アイドル時非作動領域を左下の「０（ゼロ）」近辺に示している。本発明では、近年燃費低減のためにアイドルストップを採用する例も多くみられるが、また、振動も多いため、減筒運転領域としていない。

また、図５の下段の出力「０（ゼロ）」近辺に減速時非作動領域を示している。これにより、減筒運転システムでの懸念事項としてよくある、ブレーキ補助としてのエンジンブレーキ力の低下に関して、本発明ではエンジン１に取り付けた燃料噴射量計測によりエンジン減速状態を把握して、エンジン１が減筒運転状態から全気筒作動状態に切り替わるようにしている。

次に、減筒運転における過給について、つまり、減筒運転時に運転している第１気筒群（又は第２気筒群）側の第１ターボ式過給器１６Ａ（又は第２ターボ式過給器１６Ｂ）の運転制御について、説明する。

図４の制御フローに示すように、減筒運転時の過給制御は、高圧段過給器（高圧段ターボ）の制御では、ステップＳ２１で減筒運転用の高圧段ターボマップを参照して、ステップＳ２２でエンジン回転数とエンジン負荷に対応した高圧段ターボの制御値を設定する。次に、ステップＳ２３で吸気量センサ３１で計測される吸入空気量の入力を行い、ステップＳ２４でブースト圧センサ３２で計測されるブースト圧の入力を行う。

そして、ステップＳ２５で入力されたブースト圧が過給用の基本マップから算出される目標圧力になっているか否かを判定し、なっていない（ＮＯ）場合は、ステップＳ２８で高圧段ターボの制御値を変更して、ステップＳ２３に戻る。ステップＳ２５の判定で入力されたブースト圧が目標圧力になっている（ＹＥＳ）場合は、ステップＳ２６に行く。

そして、ステップＳ２３で入力された吸入空気量が過給用又はエンジン運転用の基本マップから算出される目標空気量になっているか否かをステップＳ２６で判定し、なっていない（ＮＯ）場合は、ステップＳ２８で高圧段ターボの制御値を変更して、ステップＳ２３に戻る。ステップＳ２６の判定で入力された吸入空気量が目標空気量になっている（ＹＥＳ）場合は、ステップＳ２７に行き、高圧段過給制御を行う。

なお、図６にこれらの制御に使用する基本マップの一例を示す。横軸にエンジン回転数、縦軸に燃料噴射センサ付き燃料噴射弁（図示しない）などで計測する燃料噴射量で、中央の値はその時の目標ブースと圧力（ｋＰａ）である。エンジン低排ガスと低燃費の目標を達成するために、事前にエンジンテストベンチで各エンジン回転数及び各エンジン出力の状態で最適なキャリブレーションを図っている。制御は無数であり、具体的にはＥＧＲバルブ開度、ターボ可変翼、エンジン噴射タイミング、等の制御がある。なお、これらに加えて減筒運転システムでも基本マップやフィードバック制御を行っている。

これらの過給制御は、可変翼（ＶＧＴ）を備えたターボ式過給器１６Ａ、１６Ｂの制御となるが、エンジン１の運転状態に合わせて可変翼を制御することになる。本発明では、この過給制御も減筒運転システムと共に連動して、最適化される。従って、この可変翼の制御では、通常運転時（全気筒運転時）の作動と減筒運転時の作動に対して、それぞれ基本マップを備えている。

更に、最近のエンジンでは厳しい排気ガス規制に対応するためにＥＧＲを高いＥＧＲ率まで使用することが行われており、この高いＥＧＲ率により過給量も大幅に低減してしまうため、このＥＧＲマップ制御も複雑に絡んでくる。エンジン低排ガスと低燃費の目標を到達させるために、事前にエンジンテストベンチで各エンジン回転数及び各エンジン出力の状態で最適なキャリブレーションを図っている。制御は無数であり、具体的にはＥＧＲバルブ開度、ターボ可変翼、エンジン噴射タイミング、等の制御がある。なお、これらに加えて減筒運転システムの作動時は過給システムでも基本マップやフィードバック制御を行って、エンジンの最適化を図っている。

このエンジン１では、エンジン１の排気ガス中に含まれるＮＯｘを効率よく低減してエンジン燃費向上を同時に達成させるために、高圧ＥＧＲシステムと吸気量センサ３１を配置して、吸気量の計測値に対してフィードバック制御を行っている。エンジン１の過渡運転中に計測した吸気量（エンジン空気量）と計測したブースト圧力がそれぞれのエンジン基本目標マップから算出した目標値に対して不足している場合は、ターボ式過給器１６Ａ（又は１６Ｂ）に取り付けられた可変翼を絞り吸気量を確保し、更に、吸気量やブースト圧力が不足する場合は、ＥＧＲバルブ開度を小さくして、エンジン性能の悪化を防止する。

そして、このエンジン１においては、２段過給が実施可能に構成されているので、エンジン１の運転状況に応じて、高圧段の第１ターボ式過給器１６Ａ（又は第２ターボ式過給器１６Ｂ）と低圧段の第３ターボ式過給器が選択され、状況に応じて高圧段の第１ターボ式過給器１６Ａ（又は第２ターボ式過給器１６Ｂ）と低圧段の第３ターボ式過給器の両方の制御が行われたり、低圧段の第３ターボ式過給器のみの制御が行われたりする。なお、図１及び図２では、第１ターボ式過給器１６Ａ及び第２ターボ式過給器１６Ｂを迂回する通路は図の簡略化のために図示していない。

この運転方法によれば、減筒運転システムにより、エンジン１の吸気・排気バルブを停止して、エンジン１のポンピングフリクションの低減を行い、燃費改善を図ることができる。この減筒運転システムはエンジン負荷に応じてエンジン１の吸気排気バルブを停止させ、幾つかの気筒を休止させるので、これにより、エンジン１の吸気排気ポンピング損失を低減させると同時に、運転している気筒の燃料噴射量が増加して負荷が増加し、運転気筒の平均有効圧力（ＰＭＥ）が増加して熱損失の低下により熱効率が上昇するので、結果としてエンジン１の燃費を改善できる。

なお、より詳細には、エンジン出力を上げ高ＰＭＥ（平均有効圧力）で熱損失が低下し燃費向上するわけではなく、以下の３点により燃費が向上する。第１には、高ＰＭＥにより、エンジン出力に対するエンジンフリクションの割合が低下して機械効率が向上することによりエンジン燃費が改善する。第２には、高ＰＭＥによりターボ効率が作動点の高い領域に入り向上してエンジン燃費が改善する。第３には、高ＰＭＥにより投入燃料が増加するので排気エネルギーも増加し、ターボ仕事量が増加し、その結果として過給圧（ブースト圧）が増加するのでエンジン筒内圧力が増加する。これによってエンジン燃焼効率が向上しエンジン燃費も改善する。これは一般に教科書で記載されている圧縮比を上げて熱効率改善が得られる現象である。つまり、「高ＰＭＥで熱損失が低減する」との表現は、上記の最初と最後の事象を並べて表現したもので、実際は上記の過程が入っている。

つまり、減筒してもベースである稼動している気筒のエンジン熱効率をしっかり改善するには、設定するターボ及びシステムの最適化による効果が必要で、単純にある気筒を停止し、残りの気筒の負荷を上げても、その狙いの一部である燃費改善効果を得ることはできない。減筒効果の基本はあくまで停止した気筒のポンピング（ＩＭＥＰ）の低減（ほぼゼロ化）である。

上記の構成のエンジン１によれば、減筒時に運転している気筒の排ガス流量に最適化させたターボ式過給器１６Ａ、１６Ｂ、２６を選定して過給することが可能になり、減筒運転システムに最適化させたターボ式過給器１６Ａ、１６Ｂ、２６を配設できる。その結果、ターボ式過給器１６Ａ、１６Ｂ、２６を効率が非常に良い作動ライン上で作動させてエンジン燃費向上に貢献させることができる。それと共に、運転気筒に多量の過給を行うことができるので運転気筒では高い燃焼効率を達成することができ、最終的にエンジン性能の燃費改善を図ることができる。

つまり、減筒気筒と運転気筒にそれぞれ最適な過給器を選定し、過給システムを最適化させたことで、減筒時の運転気筒の過給量を十分に確保でき、これにより、運転気筒の過給量を増加しエンジン筒内圧力の増加が可能で、更に停止している減筒気筒燃料を運転気筒に噴射し、当該エンジン気筒の負荷が平均有効圧力（ＰＭＥ）が増加することでエンジン１の熱損失の低下、燃焼効率の上昇により、結果としてエンジン１の燃費低減が可能となる。

更に、運転気筒の排気流量にターボを最適化させたことで、取り付けたターボ式過給器１６Ａ、１６Ｂ、２６はターボ性能曲線上において非常に効率の良い領域で作動し、それらが相乗効果となってエンジン排ガス及びエンジン燃費の改善効果を有効に得ることができる。また、減筒運転時の減筒気筒は吸気排気バルブの停止より当該気筒のピストン上下運転で発生するポンピングをほぼゼロに低減させることで、エンジンフリクションを大幅に低減し、エンジン燃費の低減効果を得ることができる。従って、減筒時の運転気筒の燃費改善と合わせて高いエンジン燃費改善効果を得ることが可能となる。

言い換えれば、減筒運転により、排気流量が大幅に減少してターボ式過給器１６Ａ（又は１６Ｂ）、２６の作動点がずれて、その結果、ターボ式過給器１６Ａ（又は１６Ｂ）、２６が十分な仕事ができなくなって、エンジン１の過給量が落ち込んで、エンジン１の燃焼が悪化して燃費が悪化し、総合的な燃費性能が悪化するのを防止できる。つまり、減筒運転時でも、ターボ式過給器１６Ａ（又は１６Ｂ）、２６がターボ作動点を良好に維持して十分に仕事するようにして、エンジン１の過給量を維持し、エンジン１の燃焼を良好に維持して燃費の悪化を抑制できる。

その上、第１吸気通路１２Ａと第２吸気通路１２Ｂを合流させることなく、第１吸気通路１２Ａを第１気筒群の第１吸気マニホールド１１Ａａに接続すると共に第２吸気通路１２Ｂを第２気筒群の第２吸気マニホールド１１Ｂａに接続しているので、合流点と、この合流点に設ける三方弁が不要になるため、システム全体をコンパクトにすることができ、三方弁を設けたことによるターボのサージラインへの突入を防止できる。

なお、減筒運転では、排ガス流量を低減し運転気筒の燃料を増加し、負荷を上げることでエンジン排気温度を上昇させることができる。現在、エンジンの排気ガスを浄化する後処理装置を取り付けるのが一般的になっているが、この浄化率は通過させる排気ガス温度に大きく左右される。また、昨近、エンジンの低燃費化に取り組むことでこの排気ガス温度が大幅に低下し、後処理装置の浄化率が著しく低下する問題が発生している。本発明のエンジン１では減筒エンジンの過給量を改善させた内容であるが、任意に設定した気筒は休止させており、過給器の最適な選定によってこのエンジン排気温度上昇、後処理浄化率の向上、エンジン排ガスの低減が可能である。

また、このエンジン１では、第１及び第２インタークーラー１７Ａ、１７Ｂの構成によりターボ過給された圧縮空気Ａを効率よく冷却できる。その上、低圧段過給器となる第３のターボ式過給器２６を設けているので、効率のよい多段過給を行うことができる。

また、このエンジン１の運転方法では、ターボ式過給器１６Ａ、１６Ｂ、２６で過給し、エンジン１の運転状態に応じて減筒用バルブ休止機構２１により排気弁及び吸気弁の開閉を休止するディーゼルエンジン１の運転方法において、通常運転時においては、エンジン回転数とエンジン負荷に応じて、減筒用バルブ休止機構２１を作動させた時に作動する第１気筒群に対しての過給を行う第１ターボ式過給器１６Ａと、減筒用バルブ休止機構２１を作動させた時に作動を停止する第２気筒群に対しての過給を行う第２ターボ式過給器１６Ｂと、第１ターボ式過給器１６Ａと第２ターボ式過給器１６Ｂの両方に対して過給を行う第３ターボ式過給器２６とを制御し、アイドル運転時の場合、減速運転時の場合、及び気筒へ供給する全体燃料の流量がゼロの場合には、減筒用バルブ休止機構２１を作動させたときに作動を停止する第２気筒群の休止を停止して全気筒を作動させる。

なお、上記では、減筒用バルブ休止機構２１を作動させた時に第１気筒群を作動させ、第２気筒群を休止させるとして説明したが、逆に、第１気筒群を停止させ、第２気筒群を作動させてもよい。

この方法によれば、減筒運転システムにより、エンジン１の吸気排気ポンピング損失を低減させると同時に、運転気筒の熱効率を上昇できるのでエンジン１の燃費を改善できる。更に、通常運転時では、エンジン回転数、エンジン負荷（若しくは燃料量若しくはエンジン出力）に応じて、減筒用バルブ休止機構２１を基本マップ（例えば、図５に示すような高圧段ターボマップ）やフィードバック制御により制御するので、エンジン１の運転の最適化を図ることができる。また、アイドル運転時の場合には全気筒を作動させてエンジン１の振動を低減でき、減速運転時の場合及び燃料量がゼロの場合には全気筒を作動させて通常のエンジンブレーキ力を確保でき、減筒運転システムの採用によって問題となるエンジンブレーキ力の低下を防止できる。

また、第１気筒群に対するＥＧＲを第１ＥＧＲ通路１４Ａ経由で、第２気筒群に対するＥＧＲを第２ＥＧＲ通路１４Ｂ経由でそれぞれ行うと、減筒運転に対応して、作動している気筒群に対応したＥＧＲクーラー１８Ａ（又は１８Ｂ）によりＥＧＲガスＧｅを効率的に冷却することができる。

従って、上記のディーゼルエンジン１によれば、本システムによって、ターボ式過給システムに加えて吸気排気バルブを一時的に停止させるバルブ休止機構２１を備えた減筒運転システムを、初めてディーゼルエンジンに用いることができ、燃費改善効果を得ることが可能となる。

なお、上記の実施の形態のエンジン１の説明では、それぞれの気筒群のターボ式過給器１６Ａ、１６Ｂの後方に低圧段過給器２６を一台を取り付けた例で説明しているが、この低圧段過給器２６の台数が増加したシステムでも同様の効果がある。また、図１及び図２では、第１及び第２インタークーラー１７Ａ、１７Ｂを左右に記載しているが、これは解りやすく図解したためであり、一般的にこの左右はエンジンのＦ（前方）とＲ（後方）を表現したものでは必ずしもない。実際では、第１及び第２インタークーラー１７Ａ、１７ＢはエンジンのＦ側に取り付けたファン、及び車両Ｆ側から導入される外気によって冷却されるため、これら２系統に分けた第１及び第２インタークーラー１７Ａ、１７Ｂを共に、Ｆ側に置くことになる場合が多いと考えられる。

また、上記のエンジン１では、ＥＧＲシステムを設けた構成で説明したが、ＥＧＲシステムが無い場合でも、減筒運転の過給システムとして成立する。なお、このＥＧＲシステムは大きく二種類あり、上記の説明では、高圧ＥＧＲ（ＨＰ−ＥＧＲ）システムで説明した。現在、この高圧ＥＧＲが一般的であるが、昨今報告がある車両のテールパイプアウトからＥＧＲガスを導入するとか、一段目のターボ又は複数のターボの最下流からＥＧＲガスを導入するなどの、低圧ＥＧＲ（ＬＰ−ＥＧＲ）システムでも本発明の効果は同様である。むしろ、減筒運転システムを導入する場合、ターボ式過給器の選定にもよるが、エンジン排気圧力が低下する傾向があり、今回説明した高圧ＥＧＲでは充分なＥＧＲ率を確保できずに、低圧ＥＧＲシステムの方が有効なケースもある。

本発明のディーゼルエンジン及びその運転方法は、ターボ式過給システムに加えて吸気排気バルブを一時的に停止させるバルブ休止機構を備えた減筒運転システムを備えた場合において、減筒運転時における過給量低下を防止して運転気筒内に十分な空気量を供給することができて、減筒運転時に発生し易い運転気筒内の燃焼の悪化と排気ガスの状態の悪化を防止できて、燃費改善の効果を充分に得ることができるので、自動車に搭載するディーゼルエンジンや建設機械用や発電用のディーゼルエンジン及びその運転方法で利用できる。

１ ディーゼルエンジン（エンジン）
１１ エンジン本体
１１Ａａ 第１吸気マニホールド
１１Ｂａ 第２吸気マニホールド
１１Ａｂ 第１排気マニホールド
１１Ｂｂ 第２排気マニホールド
１２ 吸気通路
１２Ａ 第１吸気通路
１２Ｂ 第２吸気通路
１３ 排気通路
１３Ａ 第１排気通路
１３Ｂ 第２排気通路
１４Ａ 第１ＥＧＲ通路
１４Ｂ 第２ＥＧＲ通路
１５ エアクリーナー
１６Ａ 第１ターボ式過給器
１６Ｂ 第２ターボ式過給器
１６Ａａ 第１高圧段コンプレッサー
１６Ｂａ 第２高圧段コンプレッサー
１６Ａｂ 第１高圧段タービン
１６Ｂｂ 第２高圧段タービン
１７Ａ 第１インタークーラー
１７Ｂ 第２インタークーラー
１８Ａ 第１ＥＧＲクーラー
１８Ｂ 第２ＥＧＲクーラー
１９Ａ 第１ＥＧＲ弁
１９Ｂ 第２ＥＧＲ弁
２０Ａ 第１ＥＧＲ逆止弁
２０Ｂ 第２ＥＧＲ逆止弁
２１ 減筒用バルブ休止機構
２２ 減筒制御用油圧電磁バルブ
２６ 低圧段過給器（第３ターボ式過給器）
２６ａ 低圧段コンプレッサー
２６ｂ 低圧段タービン
３０ 制御装置（ＥＣＵ）
３１ 吸気量センサ（ＭＡＦセンサ）
３２ ブースト圧センサ
３３ エンジン回転数センサ
３４ ブースト圧センサ
Ａ 吸気空気
Ｇ 排気ガス
Ｇｅ ＥＧＲガス

Claims (1)

1. ターボ式過給器と、予め設定した気筒群の排気弁及び吸気弁の開閉を休止する減筒用バルブ休止機構を備え、
   前記減筒用バルブ休止機構により作動を継続又は休止する第１気筒群と、前記減筒用バルブ休止機構により作動を休止又は継続する第２気筒群とを区分して、吸気通路を第１気筒群への第１吸気通路と第２気筒群への第２吸気通路に分岐すると共に、排気通路を第１気筒群からの第１排気通路と第２気筒群からの第２排気通路に分岐し、
   前記第１吸気通路と前記第１排気通路に第１ターボ式過給器を、前記第２吸気通路と前記第２排気通路に第２ターボ式過給器をそれぞれ設け、
   前記第１気筒群と前記第１ターボ式過給器との間の前記第１排気通路と、前記第２気筒群と前記第２ターボ式過給器との間の前記第２排気通路はそれぞれ合流することなく独立していると共に、前記第１排気通路と前記第２排気通路とは前記第１ターボ式過給器及び第２ターボ式過給器の下流において合流する合流部位を有し、
   前記第１吸気通路と前記第２吸気通路との分岐部位の上流側となる吸気通路と、前記第１排気通路と前記第２排気通路との前記合流部位の下流側となる排気通路に、第３ターボ式過給器を設けたディーゼルエンジンにおいて、
   前記第１吸気通路と前記第２吸気通路との前記分岐部位の下流側では前記第１吸気通路と前記第２吸気通路を合流させることなく、前記第１吸気通路を前記第１気筒群の第１吸気マニホールドに接続すると共に前記第２吸気通路を前記第２気筒群の第２吸気マニホールドに接続し、
   前記第１吸気通路において前記第１ターボ式過給機の第１コンプレッサーの下流側に第１インタークーラーを、前記第２吸気通路において前記第２ターボ式過給機の第２コンプレッサーの下流側に第２インタークーラーをそれぞれ設けたことを特徴とするディーゼルエンジン。

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