JPH03138416A - 過給機付エンジンの吸気装置 - Google Patents
過給機付エンジンの吸気装置Info
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- JPH03138416A JPH03138416A JP1278232A JP27823289A JPH03138416A JP H03138416 A JPH03138416 A JP H03138416A JP 1278232 A JP1278232 A JP 1278232A JP 27823289 A JP27823289 A JP 27823289A JP H03138416 A JPH03138416 A JP H03138416A
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- 238000007906 compression Methods 0.000 claims abstract description 30
- 230000000694 effects Effects 0.000 claims abstract description 14
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- 230000003111 delayed effect Effects 0.000 abstract description 2
- 238000011144 upstream manufacturing Methods 0.000 description 13
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- 239000000428 dust Substances 0.000 description 1
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B27/00—Use of kinetic or wave energy of charge in induction systems, or of combustion residues in exhaust systems, for improving quantity of charge or for increasing removal of combustion residues
- F02B27/005—Oscillating pipes with charging achieved by arrangement, dimensions or shapes of intakes pipes or chambers; Ram air pipes
-
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- F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
- F02B33/44—Passages conducting the charge from the pump to the engine inlet, e.g. reservoirs
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- F02D23/005—Controlling engines characterised by their being supercharged with the supercharger being mechanically driven by the engine
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- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
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- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
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- Characterised By The Charging Evacuation (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
(産業上の利用分野)
本発明は過給機付エンジンであって、幾何学的圧縮比を
高圧縮比としたエンジンの吸気装置に関するものである
。
高圧縮比としたエンジンの吸気装置に関するものである
。
(従来技術)
従来から、エンジンの吸気充填量を高めるため、過給機
によって吸気を過給するようしたエンジンは種々知られ
ており(例えば実開昭56−171630号公報参照)
、過給機としては、排気ガスで駆動されるターボ過給機
、エンジン出力軸で駆動される機械式過給機等が知られ
ている。
によって吸気を過給するようしたエンジンは種々知られ
ており(例えば実開昭56−171630号公報参照)
、過給機としては、排気ガスで駆動されるターボ過給機
、エンジン出力軸で駆動される機械式過給機等が知られ
ている。
ところで、従来の過給機付エンジンでは、圧縮比を高く
すると高過給領域でノッキングが生じ易くなるため、エ
ンジンの幾何学的圧縮比は8.5以下の比較的低い値に
設定されていたが、圧縮比を低くすると、エンジンのサ
イクル高率が低下する傾向がある。また、過給機付エン
ジンにおいては高過給時に排気温度の過度の上昇を抑制
して排気系の信頼性を確保する必要があり、このため従
来は、高速高負荷時に空燃比をリッチにすることにより
排気温度を引下げるようにしていたが、このようにする
と出力上の要求量より余分に燃料が供給されることとな
る。
すると高過給領域でノッキングが生じ易くなるため、エ
ンジンの幾何学的圧縮比は8.5以下の比較的低い値に
設定されていたが、圧縮比を低くすると、エンジンのサ
イクル高率が低下する傾向がある。また、過給機付エン
ジンにおいては高過給時に排気温度の過度の上昇を抑制
して排気系の信頼性を確保する必要があり、このため従
来は、高速高負荷時に空燃比をリッチにすることにより
排気温度を引下げるようにしていたが、このようにする
と出力上の要求量より余分に燃料が供給されることとな
る。
これらの事情により、従来の過給機付工ンジンでは燃費
が充分に改善されておらず、とくに高速高負荷域での燃
費が高くなり、このような点についての対策が要求され
ていた。
が充分に改善されておらず、とくに高速高負荷域での燃
費が高くなり、このような点についての対策が要求され
ていた。
そこで、本出願人により、従来の過給機付エンジンに対
して、幾何学的圧縮比を大きく設定するとともに、吸気
弁閉時期を遅く設定し、この構成によって、有効圧縮比
が適度に抑えられながら膨張比が稼がれることにより、
耐ノツク性を良好に保つとともに、空燃比のリッチ比に
頼らずに排気温度の過度上昇を防止して、エンジン信頼
性および燃費を改善し、さらには低、中負荷域でのポン
ピングロス低減による燃費改善をもたらす過給機付エン
ジンが先に提案されている(特開昭63−239312
号公報参照)。
して、幾何学的圧縮比を大きく設定するとともに、吸気
弁閉時期を遅く設定し、この構成によって、有効圧縮比
が適度に抑えられながら膨張比が稼がれることにより、
耐ノツク性を良好に保つとともに、空燃比のリッチ比に
頼らずに排気温度の過度上昇を防止して、エンジン信頼
性および燃費を改善し、さらには低、中負荷域でのポン
ピングロス低減による燃費改善をもたらす過給機付エン
ジンが先に提案されている(特開昭63−239312
号公報参照)。
このような吸気弁閉時期が遅い(以下、吸気遅閉じとい
う)過給機付エンジンにあっては、吸気遅閉しによって
過給機の吐出側吸気通路の圧力が上昇し、もって、機械
式過給機付エンジンの場合には、過給機駆動のための馬
力損失が増大するとともに、過給機の体積効率も低下す
る傾向にあり、またターボ過給機付エンジンの場合には
、過給量が減少する傾向にある。そのため、従来より高
出力化を狙って広く採用されているエンジン高回転域で
慣性効果を生じさせ得る独立吸気通路の形状(例えば、
通路を湾曲させて通路長を比較的に長く設定した形状や
、通路長に対する通路横断面積の割合を比較的に大きく
設定した形状等)をそのままこの吸気遅閉じの過給機付
エンジンに生かすことで、エンジン高回転域での慣性効
果による過給機の吐出側吸気通路圧力を低下させ、機械
式過給機付エンジンの場合には、過給機の背圧低減によ
る過給機駆動の馬力損失低減、ならびに過給機の吸入側
と吐出側の吸気圧力比が小さ(なることによる過給機の
体積効率ア・ツブが図れ、またターボ過給機付エンジン
の場合には、−走過給圧条件下(例えばウェストゲート
バルブによって過給圧が一定に調整されている条件下)
において過給量アンプが図れ、これらによりエンジン高
出力化が考えられる。
う)過給機付エンジンにあっては、吸気遅閉しによって
過給機の吐出側吸気通路の圧力が上昇し、もって、機械
式過給機付エンジンの場合には、過給機駆動のための馬
力損失が増大するとともに、過給機の体積効率も低下す
る傾向にあり、またターボ過給機付エンジンの場合には
、過給量が減少する傾向にある。そのため、従来より高
出力化を狙って広く採用されているエンジン高回転域で
慣性効果を生じさせ得る独立吸気通路の形状(例えば、
通路を湾曲させて通路長を比較的に長く設定した形状や
、通路長に対する通路横断面積の割合を比較的に大きく
設定した形状等)をそのままこの吸気遅閉じの過給機付
エンジンに生かすことで、エンジン高回転域での慣性効
果による過給機の吐出側吸気通路圧力を低下させ、機械
式過給機付エンジンの場合には、過給機の背圧低減によ
る過給機駆動の馬力損失低減、ならびに過給機の吸入側
と吐出側の吸気圧力比が小さ(なることによる過給機の
体積効率ア・ツブが図れ、またターボ過給機付エンジン
の場合には、−走過給圧条件下(例えばウェストゲート
バルブによって過給圧が一定に調整されている条件下)
において過給量アンプが図れ、これらによりエンジン高
出力化が考えられる。
(発明が解決しようとする課題)
しかしながら、上記構成においては、実際にはエンジン
高回転域での高出力化は図れないばかりか、燃費悪化を
招くという新たな問題が生じる。
高回転域での高出力化は図れないばかりか、燃費悪化を
招くという新たな問題が生じる。
すなわち、エンジン高負荷高回転域においては、機械式
過給機の駆動馬力損失の低減ならびに体積効率アップ、
もしくはターボ過給機の過給量アップによる出力増大の
見込み分以上に、吸気弁閉時期前の吸気慣性作用によっ
て引き起こされる断熱圧縮作用に伴う出力低下分が大き
いことによるもので、気筒内温度上昇によって耐ノツク
性が低下することに基づく点火時期の遅角によって、出
力低下、および燃費率が低下し、結果的に最高馬力の増
大が図れないばかりか、燃費悪化を招くという新たな問
題が生じる。
過給機の駆動馬力損失の低減ならびに体積効率アップ、
もしくはターボ過給機の過給量アップによる出力増大の
見込み分以上に、吸気弁閉時期前の吸気慣性作用によっ
て引き起こされる断熱圧縮作用に伴う出力低下分が大き
いことによるもので、気筒内温度上昇によって耐ノツク
性が低下することに基づく点火時期の遅角によって、出
力低下、および燃費率が低下し、結果的に最高馬力の増
大が図れないばかりか、燃費悪化を招くという新たな問
題が生じる。
本発明は斯かる諸点に鑑みてなされたもので、その目的
は、本来の吸気遅閉し作用をそのまま生かした上で、熱
効率を向上させ、高出力化(馬力向上)と低燃費化の双
方を達成することにある。
は、本来の吸気遅閉し作用をそのまま生かした上で、熱
効率を向上させ、高出力化(馬力向上)と低燃費化の双
方を達成することにある。
(課題を解決するための手段)
上記目的の達成のため、エンジンの幾何学的圧縮比を従
来の過給機付エンジンに比べて高(し、その分、吸気遅
閉じ構成とした上で、各気筒毎の独立吸気通路形状を、
最大馬力を生むエンジン高回転領域では慣性効果が発生
することのないよう設定している。
来の過給機付エンジンに比べて高(し、その分、吸気遅
閉じ構成とした上で、各気筒毎の独立吸気通路形状を、
最大馬力を生むエンジン高回転領域では慣性効果が発生
することのないよう設定している。
具体的には、エンジンの幾何学的圧縮比を8゜5以上の
高圧縮比に設定するとともに、吸気弁がバルブリフト量
1■の位置まで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時
期を、下死点よりクランク角で50deg以上遅れた時
期に設定する一方、一端が各気筒の燃焼室に各々開口す
る気筒毎の独立吸気通路形状を、この独立吸気通路によ
って発生する慣性作用の同調回転数が最大馬力を生むエ
ンジン回転数より高回転数域(常用回転数域外)となる
よう設定した過給機装着のエンジンとしたものである。
高圧縮比に設定するとともに、吸気弁がバルブリフト量
1■の位置まで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時
期を、下死点よりクランク角で50deg以上遅れた時
期に設定する一方、一端が各気筒の燃焼室に各々開口す
る気筒毎の独立吸気通路形状を、この独立吸気通路によ
って発生する慣性作用の同調回転数が最大馬力を生むエ
ンジン回転数より高回転数域(常用回転数域外)となる
よう設定した過給機装着のエンジンとしたものである。
(作用)
以上の構成により、本発明では、低、中負荷域において
、吸気遅閉じによるポンピングロス低減によって低燃費
化が図れるとともに、高負荷域、特に吸気弁閉時期前に
おいて吸気が入り易いエンジン高回転域においては、吸
気遅閉じによる有効圧縮比の上昇抑制に加え、独立吸気
通路に慣性作用が生じないことによる断熱圧縮作用の低
減によって、耐ノツク性低下が防止でき、高トルクを得
る最適点火時期によって燃焼が行なわれる。
、吸気遅閉じによるポンピングロス低減によって低燃費
化が図れるとともに、高負荷域、特に吸気弁閉時期前に
おいて吸気が入り易いエンジン高回転域においては、吸
気遅閉じによる有効圧縮比の上昇抑制に加え、独立吸気
通路に慣性作用が生じないことによる断熱圧縮作用の低
減によって、耐ノツク性低下が防止でき、高トルクを得
る最適点火時期によって燃焼が行なわれる。
よって、熱効率が向上し、最高馬力を生む高回転域にお
いては高出力化と低燃費化の双方が達成できる。
いては高出力化と低燃費化の双方が達成できる。
(実施例)
以下、本発明の実施例について、図面に基づき説明する
。
。
なお、第1図は本発明の実施例を示す概略図であり、第
2図、および第2図中の■−■断面図示の第3図は本発
明の実施例を示すDOHC8気筒エンジンにおける詳細
図である。
2図、および第2図中の■−■断面図示の第3図は本発
明の実施例を示すDOHC8気筒エンジンにおける詳細
図である。
まず、第1図に基づいて説明すると、1は幾何学的圧縮
比が約10の高圧縮比に設定されたエンジン本体であっ
て、2はバルブシートから離れる開弁開始時期がクラン
ク角で上死点前10deg程度に設定され、バルブシー
トに着座する完全な閉弁時期がクランク角で下死点後8
0deg(すなわち、バルブリフト量1龍の位置まで閉
じる時点をもって定義された閉弁時期がクランク角で下
死点後約60deg)程度に設定された吸気弁である。
比が約10の高圧縮比に設定されたエンジン本体であっ
て、2はバルブシートから離れる開弁開始時期がクラン
ク角で上死点前10deg程度に設定され、バルブシー
トに着座する完全な閉弁時期がクランク角で下死点後8
0deg(すなわち、バルブリフト量1龍の位置まで閉
じる時点をもって定義された閉弁時期がクランク角で下
死点後約60deg)程度に設定された吸気弁である。
なお、完全な閉弁時期と上記バルブリフト量1龍の位置
で定義された閉弁時期との差は、エンジンによって多少
のバラツキはあるものの、クランク角で20±5deg
程度である。
で定義された閉弁時期との差は、エンジンによって多少
のバラツキはあるものの、クランク角で20±5deg
程度である。
4は下流端が各気筒の各々の燃焼室に開口し上流端がサ
ージタンク9に開口する気筒毎の独立吸気通路であって
、サージタンク9に開口する上流端から燃焼室に開口す
る(つまり、吸気弁2の着座位置)までの通路長は約3
00 +nに設定されている。すなわち、本実施例のエ
ンジンにおいては、最高馬力を生むエンジン回転数(常
用回転数域の最高回転数)は約800Orpmであって
、上記独立吸気通路4における慣性効果発生の同調エン
ジン回転数は、次式かられかるように、この8000r
p腸を超える高回転域、いわゆるレッドゾーンである常
用回転数域外に設定されている。
ージタンク9に開口する気筒毎の独立吸気通路であって
、サージタンク9に開口する上流端から燃焼室に開口す
る(つまり、吸気弁2の着座位置)までの通路長は約3
00 +nに設定されている。すなわち、本実施例のエ
ンジンにおいては、最高馬力を生むエンジン回転数(常
用回転数域の最高回転数)は約800Orpmであって
、上記独立吸気通路4における慣性効果発生の同調エン
ジン回転数は、次式かられかるように、この8000r
p腸を超える高回転域、いわゆるレッドゾーンである常
用回転数域外に設定されている。
Neは慣性同調エンジン回転数(rpm)aは吸気中を
伝播する音速(347閣/see、at25℃)Sは独
立吸気通路の横断面積(本実施例のエンジンは(382
X (π/4)XIO−θ♂)■は工程容積(本実施例
のエンジンでは400X 10−”m3) Lは独立吸気通路長(m) αは補正係数、つまり、吸気弁閉弁時期と慣性特性数と
により求められる係数であって、上記定義された吸気弁
閉時期の下死点後50deg 〜90degは約0.8
7〜0.94)なお、この式から理解されるように、−
船釣にS/Vは大きく変化しないので、慣性同調エンジ
ン回転数は、独立吸気通路長に影響されることがわかる
。
伝播する音速(347閣/see、at25℃)Sは独
立吸気通路の横断面積(本実施例のエンジンは(382
X (π/4)XIO−θ♂)■は工程容積(本実施例
のエンジンでは400X 10−”m3) Lは独立吸気通路長(m) αは補正係数、つまり、吸気弁閉弁時期と慣性特性数と
により求められる係数であって、上記定義された吸気弁
閉時期の下死点後50deg 〜90degは約0.8
7〜0.94)なお、この式から理解されるように、−
船釣にS/Vは大きく変化しないので、慣性同調エンジ
ン回転数は、独立吸気通路長に影響されることがわかる
。
5はプーリ15と駆動ベルト25を介してクランク軸(
図示せず)により駆動される機械式過給機であって、詳
しくは、一対のねじロータから成るいわゆるリシロルム
式過給機である。この過給機5の吸入側とエアクリーナ
3とは上流側共通通路12により連通されており、この
上流側共通通路12には上流側から順次、エアフローメ
ータ17、スロットルバルブ7、および過給機5をバイ
パスするバイパス通路8の合流部が設けられている。6
はインタークーラであって、インタークーラ6の上流側
は下流側共通通路11によって過給機5の吐出側と連通
されており、インタークーラ6の下流側は上流側吸気通
路lOによってサージタンク8と連通されている。I3
はサージタンク9内の圧力(スロットルバルブ7下流の
吸気圧力)によってバイパス通路8を開閉するバイパス
バルブであって、低負荷域においてはサージタンク9内
の負圧によりバイパス通路8を開き、エンジン負荷が上
昇するに従って次第に開度を小さくシ、高負荷域におい
ては全閉となるバルブである。16は独立吸気通路4に
配設された燃料を噴射するインジェクターである。
図示せず)により駆動される機械式過給機であって、詳
しくは、一対のねじロータから成るいわゆるリシロルム
式過給機である。この過給機5の吸入側とエアクリーナ
3とは上流側共通通路12により連通されており、この
上流側共通通路12には上流側から順次、エアフローメ
ータ17、スロットルバルブ7、および過給機5をバイ
パスするバイパス通路8の合流部が設けられている。6
はインタークーラであって、インタークーラ6の上流側
は下流側共通通路11によって過給機5の吐出側と連通
されており、インタークーラ6の下流側は上流側吸気通
路lOによってサージタンク8と連通されている。I3
はサージタンク9内の圧力(スロットルバルブ7下流の
吸気圧力)によってバイパス通路8を開閉するバイパス
バルブであって、低負荷域においてはサージタンク9内
の負圧によりバイパス通路8を開き、エンジン負荷が上
昇するに従って次第に開度を小さくシ、高負荷域におい
ては全閉となるバルブである。16は独立吸気通路4に
配設された燃料を噴射するインジェクターである。
次に、第2図および第3図について説明する。
なお、第1図と同符号の構成の説明は省略する。
14はシリンダブロックであって、左バンクL側の#1
.#3.#5のシリンダにはピストン3゜が、右バンク
R側の#2.#4.#8のシリンダにはピストン31が
それぞれ摺動自在に配設されており、このシリンダブロ
ック14の上方には左バンクL側のシリンダブヘッド1
8と右バンクR側のシリンダヘッドI9が締結されてい
る。各シリンダヘッド18.19のVバンク内方側には
それぞれ各気筒の燃焼室40.41に開口する吸気ポー
)50151が形成されており、またVバンク外方側に
はそれぞれ排気ポー1−48.49が形成されている。
.#3.#5のシリンダにはピストン3゜が、右バンク
R側の#2.#4.#8のシリンダにはピストン31が
それぞれ摺動自在に配設されており、このシリンダブロ
ック14の上方には左バンクL側のシリンダブヘッド1
8と右バンクR側のシリンダヘッドI9が締結されてい
る。各シリンダヘッド18.19のVバンク内方側には
それぞれ各気筒の燃焼室40.41に開口する吸気ポー
)50151が形成されており、またVバンク外方側に
はそれぞれ排気ポー1−48.49が形成されている。
20.21は吸fi弁2a、2bを駆動するカムシャフ
トであり、22.23は排気弁を駆動するカムシャフト
である。
トであり、22.23は排気弁を駆動するカムシャフト
である。
■バンク間にはりシロルム式過給機5が配設されており
、この過給機5を覆うように、それぞれのバンクの吸気
マニホールド54.55が配設されている。また、過給
機5の軸線方向後側には吸入ポート64が形成されてお
り、この吸入ポート64には上流側共通通路12が接続
されている。一方、過給機5の上方には吐出ポート65
が形成されており、下流側共通通路11に接続されてい
る。
、この過給機5を覆うように、それぞれのバンクの吸気
マニホールド54.55が配設されている。また、過給
機5の軸線方向後側には吸入ポート64が形成されてお
り、この吸入ポート64には上流側共通通路12が接続
されている。一方、過給機5の上方には吐出ポート65
が形成されており、下流側共通通路11に接続されてい
る。
63はバイパス通路8を構成する」1流側バイパス通路
であって、各バンクの吸気マニホールド54.55に形
成されたサージタンク9 a N 9 bの各々に連通
されている。62はバイパス通路8を構成する下流側バ
イパス通路であって、過給機5の−」二流側に位置する
上流側吸気通路I2に連通されており、この下流側バイ
パス通路62と」1流側バイパス通路63との接続部に
はバイパスバルブ13が配設されている。
であって、各バンクの吸気マニホールド54.55に形
成されたサージタンク9 a N 9 bの各々に連通
されている。62はバイパス通路8を構成する下流側バ
イパス通路であって、過給機5の−」二流側に位置する
上流側吸気通路I2に連通されており、この下流側バイ
パス通路62と」1流側バイパス通路63との接続部に
はバイパスバルブ13が配設されている。
11i[i、87はそれぞれインタークーラであって、
共通の入[コタンク75によって一体化されており、こ
の入口タンク75と過給機5の吐出ポートB5が下流側
共通通路11によって連通されている。68.89はそ
れぞれのインタークーラ6G、67の出口タンクであっ
て、それぞれのバンクのサージタンク9a19bと上流
側吸気通路10a110bを介して接続されている。
共通の入[コタンク75によって一体化されており、こ
の入口タンク75と過給機5の吐出ポートB5が下流側
共通通路11によって連通されている。68.89はそ
れぞれのインタークーラ6G、67の出口タンクであっ
て、それぞれのバンクのサージタンク9a19bと上流
側吸気通路10a110bを介して接続されている。
4a、4bは各バンクにおける気筒毎の独立吸気通路で
あって、第3図に示す如く、P、からP2までの通路で
あり、前述の如く、約3001の長さに設定されており
、エンジンの常用回転数域には慣性同調回転数が存在し
ない形杖とされている。
あって、第3図に示す如く、P、からP2までの通路で
あり、前述の如く、約3001の長さに設定されており
、エンジンの常用回転数域には慣性同調回転数が存在し
ない形杖とされている。
また、この独立吸気通路4as4bの通路長は、吸気遅
閉じによって、吸気弁2a12bの閉弁直前における吸
気の吹き返し、すなわち、−塵垢焼室40.41へ吸込
まれた吸気がサージタンク9as9b内に逆流すること
によって、次の行程における吸気の空燃比変動(空燃比
の分配性悪化)が発生することを配慮して、次の両式を
満足する長さとされている(つまり、所定の長さ以上と
されている)。
閉じによって、吸気弁2a12bの閉弁直前における吸
気の吹き返し、すなわち、−塵垢焼室40.41へ吸込
まれた吸気がサージタンク9as9b内に逆流すること
によって、次の行程における吸気の空燃比変動(空燃比
の分配性悪化)が発生することを配慮して、次の両式を
満足する長さとされている(つまり、所定の長さ以上と
されている)。
A=B2Xπ/4 (Z−Z/2 ((1−cos y
) +Z/8 I (1−cos 2y)) )L=A
/S Aは吹き返し容量 Bはボア径(本発明の実施例では78X 10−3+)
Zはストローク(本発明の実施例では84×10−3m
) ■はコネクティングロッド長 yは吸気弁の着座時点(全閉時点)からピストン上死点
までのクランク角(本発明の実施例では180deg−
80deg)さらにまた、エンジン低回転域では、共鳴
作用による動的過給が行えるよう、サージタンク9a1
9bの各上流端からインタークーラGG、67の入口タ
ンク75までの長さ(上流側吸気通路10a+インター
クーラ66、および上流側吸気通路10b+インターク
ーラ87の長さ)が比較的に長く設定されており、エン
ジン低回転(例えば、1500rpm〜250Orpm
)域に共鳴の同調回転数が存在するよう設定されている
。
) +Z/8 I (1−cos 2y)) )L=A
/S Aは吹き返し容量 Bはボア径(本発明の実施例では78X 10−3+)
Zはストローク(本発明の実施例では84×10−3m
) ■はコネクティングロッド長 yは吸気弁の着座時点(全閉時点)からピストン上死点
までのクランク角(本発明の実施例では180deg−
80deg)さらにまた、エンジン低回転域では、共鳴
作用による動的過給が行えるよう、サージタンク9a1
9bの各上流端からインタークーラGG、67の入口タ
ンク75までの長さ(上流側吸気通路10a+インター
クーラ66、および上流側吸気通路10b+インターク
ーラ87の長さ)が比較的に長く設定されており、エン
ジン低回転(例えば、1500rpm〜250Orpm
)域に共鳴の同調回転数が存在するよう設定されている
。
なお、52.53は独立吸気通路4a、4bを構成する
吸気マニホールド54.55と吸気ポー)50151と
を接続する接続管であり、60はインジェクター1G、
1Gへ燃料を供給する燃料分配管、71はスロットルバ
ルブ7を収納するスロットルボディである。
吸気マニホールド54.55と吸気ポー)50151と
を接続する接続管であり、60はインジェクター1G、
1Gへ燃料を供給する燃料分配管、71はスロットルバ
ルブ7を収納するスロットルボディである。
上記構成としたことにより、幾何学的圧縮比が約lOの
高圧縮比に設定されているものの、吸気遅閉じの構成に
よって仔効圧縮比は7程度となり、その結果、−船釣に
ノッキングが発生し易い高負荷低回転域においては、耐
ノツク性を向上させることができ、最適点火時期が確保
できることにより、出力と燃費の双方が図れる。
高圧縮比に設定されているものの、吸気遅閉じの構成に
よって仔効圧縮比は7程度となり、その結果、−船釣に
ノッキングが発生し易い高負荷低回転域においては、耐
ノツク性を向上させることができ、最適点火時期が確保
できることにより、出力と燃費の双方が図れる。
さらに、この高負荷低回転域では、共鳴効果が発生し、
さらに出力の向上が図れる。すなわち、低回転域におい
ては、吸気弁2a12bの閉弁時期が遅いにもかかわら
ず、この吸気弁2as2bの閉弁直前における吸気流入
は高回転域に対して悪く、その結果、燃焼室内(気筒内
) 40.41の断熱圧縮作用は少なく温度上昇はほと
んど無い。よって、共鳴効果による過給機5の吐出側吸
気通路、詳しくは、下流側共通通路11およびその下流
側に位置する吸気通路の圧力が下がり、過給機5の駆動
馬力損失の低減、ならびに過給機5の体積効率アップに
よって出力の向上が図れる。
さらに出力の向上が図れる。すなわち、低回転域におい
ては、吸気弁2a12bの閉弁時期が遅いにもかかわら
ず、この吸気弁2as2bの閉弁直前における吸気流入
は高回転域に対して悪く、その結果、燃焼室内(気筒内
) 40.41の断熱圧縮作用は少なく温度上昇はほと
んど無い。よって、共鳴効果による過給機5の吐出側吸
気通路、詳しくは、下流側共通通路11およびその下流
側に位置する吸気通路の圧力が下がり、過給機5の駆動
馬力損失の低減、ならびに過給機5の体積効率アップに
よって出力の向上が図れる。
なお、低、中負荷域においては、バイパス通路8が開通
していることと、吸気遅閉じ構成の双方によって、ポン
ピングロス低減が図れ、燃費が向上する。
していることと、吸気遅閉じ構成の双方によって、ポン
ピングロス低減が図れ、燃費が向上する。
一方、高負荷高回転域においては、独立吸気通路4as
4bにおいて、慣性作用が発生しないため、また、上流
側吸気通路10a110b等によって共鳴作用が発生し
ないため、これらの作用に起因する燃焼室40.41内
での断熱圧縮は無く、よって、耐ノツク性が高い状態で
維持されることによって最適点火時期が確保され、高出
力と低燃費化が信頼性を確保しつつ図れる。
4bにおいて、慣性作用が発生しないため、また、上流
側吸気通路10a110b等によって共鳴作用が発生し
ないため、これらの作用に起因する燃焼室40.41内
での断熱圧縮は無く、よって、耐ノツク性が高い状態で
維持されることによって最適点火時期が確保され、高出
力と低燃費化が信頼性を確保しつつ図れる。
また、独立吸気通路4at4bが比較的に短かいため、
本実施例の如く、v型エンジンの場合には、■バンク間
における独立吸気通路4 a 14 bの占を容積が少
なくでき、よって、過給機5をVバンク間に配置できる
ことにより、エンジン全体のコンパクト化が図れる。
本実施例の如く、v型エンジンの場合には、■バンク間
における独立吸気通路4 a 14 bの占を容積が少
なくでき、よって、過給機5をVバンク間に配置できる
ことにより、エンジン全体のコンパクト化が図れる。
なお、本実施例では、吸気弁閉時期が、バルブリフト量
1璽■の位置で60degの例を示した′が、それ以上
閉弁時期を遅くしても良い。すなわち、吸気弁閉時期は
バルブリフト量1 mmに位置において、下死点後50
deg〜90degの間であれば良い。90deg以上
となれば始動性が悪化するために不適切である。さらに
また、上記吸気弁閉弁時期が下死点後50deg〜90
degの間を満足する独立吸気通路長としては、吸気吹
き返しも考慮して、約110m+m〜300 am程度
が適切である。また、上記閉弁時期を50deg〜90
degの間において変化させる可変バルブタイミング機
構を設けても良い。
1璽■の位置で60degの例を示した′が、それ以上
閉弁時期を遅くしても良い。すなわち、吸気弁閉時期は
バルブリフト量1 mmに位置において、下死点後50
deg〜90degの間であれば良い。90deg以上
となれば始動性が悪化するために不適切である。さらに
また、上記吸気弁閉弁時期が下死点後50deg〜90
degの間を満足する独立吸気通路長としては、吸気吹
き返しも考慮して、約110m+m〜300 am程度
が適切である。また、上記閉弁時期を50deg〜90
degの間において変化させる可変バルブタイミング機
構を設けても良い。
(発明の効果)
以上のように本発明においては、幾何学的圧縮比を高圧
縮比とし、吸気遅閉じ構成によってを効圧縮比を低下さ
せ、かつ、高出力化を狙った過給機付エンジンにもかか
わらず最高馬力を生む高回転域にはあえて慣性同調回転
数が存在しないよう、その同調回転数が常用回転数域外
となる独立吸気通路形状に設定したことにより、エンジ
ン高負荷域の低回転域から高回転域の全域において、耐
ノツク性を高く維持しつつ高出力を得る最適点火時期が
確保でき、信頼性の確保とともに、出力、燃費の双方が
向上でき、最高馬力をも増大できる。
縮比とし、吸気遅閉じ構成によってを効圧縮比を低下さ
せ、かつ、高出力化を狙った過給機付エンジンにもかか
わらず最高馬力を生む高回転域にはあえて慣性同調回転
数が存在しないよう、その同調回転数が常用回転数域外
となる独立吸気通路形状に設定したことにより、エンジ
ン高負荷域の低回転域から高回転域の全域において、耐
ノツク性を高く維持しつつ高出力を得る最適点火時期が
確保でき、信頼性の確保とともに、出力、燃費の双方が
向上でき、最高馬力をも増大できる。
第1図は本発明の実施例を示す概略図、第2図は本発明
の実施例を示すDOHC6気筒エンジンにおける詳細な
平面図、第3図は第2図のIII−III断面図である
。 1・・・エンジン、2.2a12b・・・吸気弁、4.
4a14b・・・独立吸気通路、5・・・過給機、9.
9as9b・・・サージタンク、40.41・・・燃焼
室
の実施例を示すDOHC6気筒エンジンにおける詳細な
平面図、第3図は第2図のIII−III断面図である
。 1・・・エンジン、2.2a12b・・・吸気弁、4.
4a14b・・・独立吸気通路、5・・・過給機、9.
9as9b・・・サージタンク、40.41・・・燃焼
室
Claims (1)
- エンジンの幾何学的圧縮比を8.5以上の高圧縮比に設
定するとともに、吸気弁がバルブリフト量1mmの位置
まで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時期を、下死
点よりクランク角で50deg以上遅れた時期に設定し
た過給機装着のエンジンであって、一端が各気筒の燃焼
室に各々開口する気筒毎の独立吸気通路形状を、該独立
吸気通路によって発生する慣性過給作用の同調エンジン
回転数が最大馬力を生むエンジン回転数より高回転域と
なるよう設定したことを特徴とする過給機付エンジンの
吸気装置。
Priority Applications (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1278232A JPH0791984B2 (ja) | 1989-10-24 | 1989-10-24 | 過給機付エンジンの吸気装置 |
US07/602,143 US5121733A (en) | 1989-10-24 | 1990-10-24 | Air intake system for supercharged engine |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1278232A JPH0791984B2 (ja) | 1989-10-24 | 1989-10-24 | 過給機付エンジンの吸気装置 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH03138416A true JPH03138416A (ja) | 1991-06-12 |
JPH0791984B2 JPH0791984B2 (ja) | 1995-10-09 |
Family
ID=17594463
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP1278232A Expired - Fee Related JPH0791984B2 (ja) | 1989-10-24 | 1989-10-24 | 過給機付エンジンの吸気装置 |
Country Status (2)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US5121733A (ja) |
JP (1) | JPH0791984B2 (ja) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE4309627A1 (de) * | 1992-03-31 | 1994-02-03 | Mazda Motor | Ladermotor |
Families Citing this family (27)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP3009770B2 (ja) * | 1992-01-20 | 2000-02-14 | マツダ株式会社 | 過給機付v型2サイクルエンジン |
US5443050A (en) * | 1992-01-31 | 1995-08-22 | Mazda Motor Corporation | Engine control system |
JPH07145740A (ja) * | 1993-09-30 | 1995-06-06 | Mazda Motor Corp | 機械式過給機付エンジンを備えたパワートレイン |
JPH0968045A (ja) * | 1995-09-01 | 1997-03-11 | Yamaha Motor Co Ltd | 過給式エンジンの吸気装置 |
US8215292B2 (en) | 1996-07-17 | 2012-07-10 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
FI114332B (fi) | 2000-11-08 | 2004-09-30 | Waertsilae Finland Oy | Ahdetun mäntämoottorin ilmansyöttöjärjestely ja -menetelmä ahdetun mäntämoottorin yhteydessä |
SE528074C2 (sv) * | 2004-12-03 | 2006-08-29 | Koenigsegg Automotive Ab | Förbränningslufttillförselanordning |
FR2945076A3 (fr) * | 2009-04-29 | 2010-11-05 | Renault Sas | Dispositif de suralimentation |
US10066556B2 (en) * | 2010-01-19 | 2018-09-04 | Marvin W. Ward | System, apparatus and method for clean, multi-energy generation |
US8925528B2 (en) * | 2012-06-26 | 2015-01-06 | Ford Global Technologies, Llc | Engine balancing supercharger |
JP2015055243A (ja) * | 2013-09-13 | 2015-03-23 | ヤマハモーターパワープロダクツ株式会社 | 4サイクルエンジンおよびエンジン発電機 |
KR101807030B1 (ko) | 2015-12-09 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
KR102394575B1 (ko) | 2017-11-20 | 2022-05-04 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 장치 및 이를 포함하는 엔진 |
KR101807034B1 (ko) | 2015-12-09 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
US10415488B2 (en) | 2015-12-09 | 2019-09-17 | Hyundai Motor Company | System and method for controlling valve timing of continuous variable valve duration engine |
US10393037B2 (en) | 2015-12-09 | 2019-08-27 | Hyundai Motor Company | Method for controlling of valve timing of continuous variable valve duration engine |
KR101807031B1 (ko) | 2015-12-10 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
US10415485B2 (en) | 2015-12-10 | 2019-09-17 | Hyundai Motor Company | Method for controlling of valve timing of continuous variable valve duration engine |
KR101776743B1 (ko) | 2015-12-11 | 2017-09-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
US10634067B2 (en) | 2015-12-11 | 2020-04-28 | Hyundai Motor Company | System and method for controlling valve timing of continuous variable valve duration engine |
KR101807023B1 (ko) | 2015-12-11 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
US10323585B2 (en) | 2015-12-11 | 2019-06-18 | Hyundai Motor Company | Method for controlling of valve timing of continuous variable valve duration engine |
US10920679B2 (en) | 2015-12-11 | 2021-02-16 | Hyundai Motor Company | Method for controlling of valve timing of continuous variable valve duration engine |
US10428747B2 (en) | 2015-12-11 | 2019-10-01 | Hyundai Motor Company | System and method for controlling valve timing of continuous variable valve duration engine |
US10634066B2 (en) | 2016-03-16 | 2020-04-28 | Hyundai Motor Company | System and method for controlling valve timing of continuous variable valve duration engine |
KR101807037B1 (ko) * | 2016-03-16 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
CN116025491A (zh) * | 2021-10-26 | 2023-04-28 | 本田技研工业株式会社 | 内燃机的进气装置 |
Family Cites Families (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US2844133A (en) * | 1954-08-17 | 1958-07-22 | Adam R Thompson | Supercharger and fuel distributor system for v-type internal combustion engines |
US2873574A (en) * | 1956-05-16 | 1959-02-17 | Clara M Long | Combination hot air and internal combustion engine |
AT330506B (de) * | 1971-09-28 | 1976-07-12 | Autoipari Kutato Intezet | Kolbenbrennkraftmaschine mit abgasturboaufladung |
KR910002898B1 (ko) * | 1986-11-27 | 1991-05-09 | 마쯔다 가부시기가이샤 | 과급기부착엔진 |
JP2863927B2 (ja) * | 1988-03-15 | 1999-03-03 | マツダ株式会社 | エンジンの吸気装置 |
-
1989
- 1989-10-24 JP JP1278232A patent/JPH0791984B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1990
- 1990-10-24 US US07/602,143 patent/US5121733A/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE4309627A1 (de) * | 1992-03-31 | 1994-02-03 | Mazda Motor | Ladermotor |
US5429100A (en) * | 1992-03-31 | 1995-07-04 | Mazda Motor Corporation | Supercharged engine |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH0791984B2 (ja) | 1995-10-09 |
US5121733A (en) | 1992-06-16 |
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Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |