CN115045763B - 发动机 - Google Patents

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Abstract

提供能够提高油耗性能且能够抑制异常燃烧的发生的发动机。在具备具有气缸(2)的发动机主体(1)以及涡轮增压器(59)的发动机中，设置在将进气阀(9)的开阀期间维持为270度曲柄角以上的规定值的状态下变更进气阀(8)的开闭正时的进气开闭正时变更机构(18a)，将各气缸(2)的几何压缩比设定为(11)以上，在高负荷区域中，将进气阀(8)的闭阀正时设定为下述正时，该正时为进气下止点后的正时，并且是在将从进气下止点至进气阀(8)的闭阀正时为止的曲柄角度设为进气闭阀延迟量(CA_IVC)时，使该进气闭阀延迟量相对于气缸的几何压缩比(ε)的比例成为4.58以上且6.67以下的正时；并且，将进气阀(8)的开阀正时设定为排气阀(9)闭阀之后的正时。

Description

发动机
技术领域
本发明涉及发动机，该发动机具备：在气缸设有进气口、排气口、进气阀以及排气阀的发动机主体；连接于发动机主体的进气通路以及排气通路；以及包含设于排气通路的涡轮和设于进气通路的压缩机的涡轮增压器。
背景技术
在安装于汽车等的发动机中，为了提高输出性能，设置增压器对进气增压。例如，在专利文献1中公开了具有由发动机主体驱动增压器的机械式的增压器的发动机。
专利文献1：日本特开2019-039393号公报
发明内容
发明所要解决的课题
作为提高发动机的油耗性能的构成，考虑提高气缸的几何压缩比。由此，考虑到若对气缸的几何压缩比相对较高的发动机设置增压器，则能够增大输出，且能够提高油耗性能。但是，在单纯采用该构成的情况下，存在容易产生异常燃烧的问题。
具体而言，在发动机负荷较高、气缸内的温度较高的情况下等，包含由增压器增压后的进气的高温/高压的混合气在气缸内被过度压缩，因此存在发生提前点火(过早点火)、爆震的隐患。
本发明鉴于上述情况而完成，目的在于提供能够提高油耗性能且抑制异常燃烧的发生的发动机。
用于解决课题的手段
为了解决上述课题，本发明的发动机具备在气缸设有进气口、排气口、进气阀以及排气阀的发动机主体，与所述发动机主体连接的进气通路以及排气通路，以及包含设于所述排气通路的涡轮和设于所述进气通路的压缩机的涡轮增压器，其特征在于，具备进气开闭正时变更机构，在将所述进气阀的开阀期间维持为270度曲柄角以上的规定值的状态下，变更该进气阀的开闭正时，所述气缸的几何压缩比设定为11以上，所述进气开闭正时变更机构在发动机负荷为规定的基准负荷以上的高负荷区域中，将所述进气阀的闭阀正时设定为下述正时，该正时为进气下止点后的正时，并且是在将从进气下止点至所述进气阀的闭阀正时为止的曲柄角度设为进气闭阀延迟量时，使该进气闭阀延迟量相对于气缸的几何压缩比的比例成为4.58以上且6.67以下的正时；并且，将所述进气阀的开阀正时设定为所述排气阀闭阀之后的正时。
根据本发明，由于将气缸的几何压缩比设为11以上的较高的值且在发动机设有涡轮增压器，因此能够增大发动机的输出且提高油耗性能。而且，通过将进气阀的开阀期间设定为270度曲柄角以上的较长期间，并且在高负荷区域中使进气阀在上述正时闭阀，从而能够抑制异常燃烧的发生。
具体而言，在高负荷区域中，进气阀在进气下止点后闭阀。因此，能够降低气缸的有效压缩比，能够抑制提前点火以及爆震的发生。另外，将进气阀的开阀期间设定为270度曲柄角以上这一较长的期间、使进气阀在进气下止点后闭阀且相对提前进气阀的开阀开始正时，并且在高负荷区域中进气阀在排气阀的闭阀后闭阀。换句话说，在高负荷区域中，使进气阀在进气下止点后闭阀，且实现了进气阀与排气阀在排气上止点附近在规定期间均开阀的气阀重叠。因此，能够降低气缸的有效压缩比，能够提高气缸的扫气性能而减少高温的已燃气体残留在气缸中的量，能够可靠地抑制爆震的发生。
而且，根据本申请发明人们的见解，可知在气缸的几何压缩比为11以上且进气阀的开阀期间维持为270度曲柄角以上的规定值的带涡轮增压器的发动机中，只要在进气闭阀延迟量相对于气缸的几何压缩比(从进气下止点至进气阀的闭阀正时为止的曲柄角度)的比例为4.58以上且6.67以下的正时使进气阀闭阀，则能够可靠地抑制爆震的发生且能够提高油耗性能。与其对应地，在本发明中，以上述比例成为4.58以上且6.67以下的方式使进气阀闭阀。因此，能够可靠地抑制异常燃烧、换句话说能够可靠地抑制提前点火以及爆震，能够可靠地提高油耗性能。
这里，可知若将上述进气闭阀延迟量相对于气缸的几何压缩比的比例控制为4.58以上且6.67以下的范围内的5.0以上且6.25以下的范围中，则油耗性能进一步可靠地提高。
由此，在上述构成中，优选的是在上述高负荷区域中，在该进气闭阀延迟量相对于气缸的几何压缩比的比例成为5.0以上且6.25以下的正时，上述进气阀闭阀(技术方案2)。
另外，在上述构成中，优选的是所述发动机主体具有多个气缸以及与各所述气缸对应的多个排气口，所述排气通路具有与1个或者排气冲程不连续的2个以上的所述气缸的排气口分别连通的多个独立排气通路，所述涡轮具备涡轮主体、以及收容该涡轮主体的涡轮壳体，所述涡轮主体具备接受排气的能量而旋转的多个叶片，所述涡轮壳体的内侧空间在从其上游端至所述涡轮主体为止的部分中，被划分为在所述涡轮主体的旋转轴向上排列且沿所述涡轮主体的外周形成的多个吸入通路，多个所述独立排气通路分别连接于不同的所述吸入通路(技术方案3)。
根据该构成，能够抑制独立排气通路之间、换句话说排气冲程不连续的气缸之间的排气干扰。因此，能够进一步提高各气缸的扫气性能，能够更可靠地抑制爆震的发生。
发明效果
根据本发明的发动机，能够提高油耗性能且能够抑制异常燃烧的发生。
附图说明
图1是表示本发明的实施方式的发动机的概略构成图。
图2是气缸头的概略剖面图。
图3是表示发动机的控制系统的框图。
图4是涡轮的概略剖面图。
图5是图4的V-V线剖面图。
图6是表示发动机的运转区域的映射图。
图7是示意地表示进气阀与排气阀的阀升程的图。
图8是表示气阀重叠对进气阀比例与燃料消耗率的关系的图表。
附图标记说明
1 发动机主体
2 气缸
3 气缸头
7 进气阀
18a 进气S-VT(进气开闭正时变更机构)
19 排气口
59 涡轮增压器(增压器)
60 排气通路
61 涡轮
64a 第一独立排气通路(独立排气通路)
64b 第二独立排气通路(独立排气通路)
101 叶片
102 涡轮主体
103 涡轮壳体
104 涡轮涡旋部
108 吸入通路
ε 几何压缩比
CA_IVC 进气闭阀延迟量
E 发动机
具体实施方式
以下，参照附图详细叙述本发明的优选的一实施方式。
(1)发动机的整体构成
图1是本发明的一实施方式的发动机E的概略构成图。另外，图1是用于说明发动机E的构成的示意图，各通路的长度、各装置的配置与实际不同。图2是后述的气缸头3的概略剖面图。发动机E具备四冲程的发动机主体1、供导入发动机主体1的空气(进气)流通的进气通路50、以及供从发动机主体1导出的废气流通的排气通路60。发动机E是在发动机主体1形成有多个气缸2的多缸发动机。在本实施方式中，如图2所示，发动机主体1是具有排成一列的六个气缸2的直列六缸发动机。发动机E例如作为车辆的驱动源等安装于车辆。
发动机E是具有涡轮增压器59的带增压器发动机。涡轮增压器59具有设于排气通路60的涡轮61、以及设于进气通路50的涡轮61。涡轮61被废气旋转驱动从而将压缩机52旋转驱动。若压缩机52被旋转驱动，则将进气通路50内的进气增压。另外，如上述那样，图1为示意图，涡轮增压器59配设于接近发动机主体1的一侧面的位置。
发动机主体1具有在内部形成有气缸2的气缸体13、覆盖气缸体13的气缸头3、以及能够往复滑动地插入气缸2的活塞4。活塞4经由连杆与曲柄轴15连结，曲柄轴15与活塞4的往复运动相应地绕其中心轴旋转。在活塞4的上方形成有燃烧室5。
气缸2a的几何压缩比ε设定为11以上，换句话说，活塞4处于上止点(活塞4距离气缸头3最近的位置)时的燃烧室5的容积V0相对于活塞4处于下止点(距离气缸头3最远的位置)时的燃烧室5的容积V1的比例(ε＝V0/V1)设定为11以上。在本实施方式中，气缸2的几何压缩比ε设定为12。
在气缸体13安装有用于向燃烧室5内喷射燃料的喷油器11。在气缸头3安装有对燃烧室5内的混合气(燃料与空气的混合气)通过火花放电进行点火的火花塞10。在气缸头3设有用于向各气缸2的燃烧室5导入空气的进气口6、开闭进气口6的进气阀8、用于导出在各气缸2的燃烧室5中生成的废气的排气口7、以及开闭排气口7的排气阀9。
在驱动进气阀8的动阀机构18中内置有能够变更进气阀8的开闭正时的进气S-VT18a。同样，在排气阀9用的动阀机构19中内置有能够变更排气阀9的开闭正时的排气S-VT19a。进气S-VT 18a(排气S-VT 19a)是所谓的相位式的可变机构，能够同时且以相同的量变更进气阀8(排气阀9)的开阀开始正时IVO(EVO)以及闭阀正时IVC(EVC)。换句话说，进气阀8(排气阀9)的开阀开始正时IVO(EVO)以及闭阀正时IVC(EVC)在开阀期间被维持恒定的状态下变更。在本实施方式中，进气阀8的开阀期间被维持为270℃A(曲柄角度)，排气阀9的开阀期间被维持为250℃A。上述的进气S-VT 18a相当于技术方案的“进气开闭正时变更机构”。
从上游侧起依次在进气通路50设有空气滤清器51、压缩机52、中间冷却器53、节流阀54、稳压箱55，向燃烧室5导入在压缩机52中压缩后又在中间冷却器53中冷却后的空气。节流阀54是能够开闭进气通路50的阀，能够根据节流阀54的开度调整在进气通路50中流通的进气的量。
从上游侧起依次在排气通路60设有涡轮61、内置有三元催化剂等催化剂的催化转化器63。之后叙述涡轮61以及从各气缸2至涡轮61的废气的流通路的详细构造。
在排气通路60设有用于绕过涡轮61的旁通通路65。旁通通路65的下游端连接于下游侧排气通路68的涡轮61与催化转化器63之间的部分。旁通通路65的上游端分支为两个通路，各分支通路分别连接于后述的两个独立排气通路64a、64b。在旁通通路65设有开闭上述排气通路64a、64b的废气阀66。在图1的例子中，各分支通路由一个废气阀66同时开闭。
在发动机E设有使废气的一部分向进气回流的EGR装置70。EGR装置70具有供废气在内侧流通的EGR通路71、冷却在EGR通路71中流通的EGR气体的EGR冷却器72、以及开闭EGR通路71的EGR阀73。在本实施方式中，如图2所示，构成EGR通路71的上游端部的气缸头内EGR通路71a形成于气缸头3。而且，该气缸头内EGR通路71a、与形成于气缸头3内的后述的第二气缸头内排气通路17b连通，第二气缸头内排气通路17b是供废气在内侧流通的通路，在第二气缸头内排气通路17b中流通的废气的一部分作为EGR气体向进气通路50回流。
在发动机E中设有各种传感器。具体而言，在气缸体13设有用于检测曲柄轴15的旋转角度即发动机转速的曲柄角传感器SN1。另外，在进气通路50的空气滤清器51与压缩机52之间的部分设有用于检测通过该部分而导入各气缸2的进气的流量的空气流量传感器SN2。另外，在进气通路50的中间冷却器53与节流阀54之间的部分、且与压缩机52相比靠下游侧的部分，设有用于检测通过该部分的进气的压力即增压压力的增压压力传感器SN3。
(涡轮61以及废气的流通路)
接下来，对涡轮61以及从各气缸2至涡轮61的废气的流通路的构造进行说明。图4是与涡轮61的旋转中心线正交的面内的涡轮61的概略剖面图。图5是沿着图4的V-V线的概略剖面图。
如图1所示，在本实施方式中，排气通路60的上游侧部分分支为两个通路，排气通路60具有构成其上游侧部分的第一独立排气通路64a与第二独立排气通路64b。向各独立排气通路64a分别导入从排气冲程彼此不连续的气缸2导出的废气。在本实施方式中，排气冲程彼此不连续的气缸2的排气口7在气缸头3内聚集，在各聚集部分别连接有各独立排气通路64a、64b。
具体而言，在气缸头3形成有沿气缸2的排列方向分别延伸的第一气缸头内排气通路17a与第二气缸头内排气通路17b。将六个气缸2从其排列方向的一侧起依次设为第一气缸2a、第二气缸2b、第三气缸2c、第四气缸2d、第五气缸2e、第六气缸2f。第一气缸头内排气通路17a与位于气缸2的排列方向的一侧的三个气缸2即第一气缸2a、第二气缸2b以及第三气缸2c的各排气口7连通，这些气缸2a、2b、2c的排气口7在第一气缸头内排气通路17a聚集。另一方面，第二气缸头内排气通路17b与位于气缸2的排列方向的另一侧的三个气缸2即第四气缸2d、第五气缸2e以及第六气缸2f的各排气口7连通，这些气缸2d、2e、2f的排气口7在第二气缸头内排气通路17b聚集。第一气缸头内排气通路17a以及第二气缸头内排气通路17b分别单独在发动机主体1的一个侧面开口。而且，第一气缸头内排气通路17a与第一气缸头内排气通路17a的开口部分连接而与之连通，第二气缸头内排气通路17b与第二气缸头内排气通路17b的开口部分连接而与之连通。
六个气缸2的点火顺序、换句话说混合气在气缸2内燃烧的顺序设定为第一气缸2a→第五气缸2e→第三气缸2c→第六气缸2f→第二气缸2b→第四气缸2d，排气冲程也按该顺连续地实施。由此，与第一气缸头内排气通路17a连通的第一气缸2a、第二气缸2b、第三气缸2c的排气冲程彼此不连续，向第一独立排气通路64a导入从排气冲程不连续的气缸2排出的废气。同样，第四气缸2d、第五气缸2e、第六气缸2f的排气冲程彼此不连续，向第二独立排气通路64b导入从排气冲程不连续的气缸2排出的废气。
涡轮61为双涡旋型涡轮，第一独立排气通路64a与第二独立排气通路64b在彼此独立的状态下与涡轮61连接。
具体而言，涡轮61是所谓的径流式涡轮，具有涡轮主体(所谓的涡轮叶轮)102、以及收容涡轮主体102的涡轮壳体103，涡轮主体102在外周具有多个叶片101并通过废气与这些叶片101碰撞而旋转。涡轮壳体103具有用于向内侧导入废气的吸入部104、从吸入部104的下游端沿涡轮主体102的外周延伸并将涡轮主体102在其整周上包围的涡轮涡旋部105、以及用于向下游侧导出在涡轮主体102中膨胀后的废气的导出部106。在涡轮涡旋部105的下游端设有向涡轮主体102突出，并将吸入部104与涡轮涡旋部105的下游侧部分分隔的舌部107。涡轮涡旋部105具有漩涡状，涡轮涡旋部105的流路面积朝向舌部107越向下游侧越变小。
在涡轮壳体103中的由吸入部104与涡轮涡旋部105构成的部分的内侧，设有位于涡轮61(涡轮主体102)的旋转轴方向的大致中央并沿涡轮壳体103的外周延伸的隔壁110。通过该隔壁110，将涡轮壳体103中的由吸入部104与涡轮涡旋部105构成的部分，换句话说将涡轮壳体103中的从废气的流动方向的上游端至涡轮主体102为止的部分的内侧空间，划分为在涡轮61(涡轮主体102)的旋转轴方向上排列且沿涡轮主体102的外周延伸的两个吸入通路108。即，在上述内侧空间设有第一吸入通路108a以及第二吸入通路108b，该第一吸入通路108a设于涡轮61的旋转轴方向的一侧，该第二吸入通路108b设于另一侧。各吸入通路108a、108b在涡轮主体102的周向的几乎整周上彼此独立地形成。
上述的第一独立排气通路64a与第二独立排气通路64b分别与这两个吸入通路108a、108b连接。换句话说，在第一吸入通路108a连接有第一独立排气通路64a，在第二吸入通路108b连接有第二独立排气通路64b。
根据该构成，在本实施方式中，在排气冲程连续的两个气缸2之间，从各气缸2排出的废气直至到达涡轮主体102为止在彼此独立的通路中流通。另外，在涡轮61的导出部106连接有构成排气通路60的下游侧部分的一根下游侧排气通路68，从各独立排气通路64a、64b向涡轮壳体103导入的废气穿过涡轮主体102之后，全部被导入共用的下游侧通路部56。
(控制系统)
图3是表示发动机E的控制系统的框图。发动机E的各促动器由PCM 100控制。本图所示的PCM 100是用于统一控制发动机等的微处理器，由公知的CPU、ROM、RAM等构成。
向PCM 100输入各种传感器检测的检测信号。例如PCM 100与上述的曲柄角传感器SN1、空气流量传感器SN2、以及增压压力传感器SN3电连接，通过这些传感器检测出的信息被依次输入PCM 100。另外，在搭载发动机E的车辆设有检测由驾驶该车辆的驾驶员操作的油门踏板的开度的油门开度传感器SN4，通过油门开度传感器SN4检测出的信息也被依次输入PCM 100。
PCM 100基于来自上述各传感器的输入信息执行各种判定、运算等，且控制发动机E的各部。具体而言，PCM 100与火花塞10、喷油器11、节流阀54、后述的废气阀66、进气S-VT18a、排气S-VT 19a、以及EGR阀73等电连接，基于上述运算等的结果向这些设备分别输出控制用的信号。
PCM 100以按每个运转条件所设定的点火正时对混合气进行点火的方式控制火花塞10，以向气缸2内喷射按每个运转条件所设定的燃料的方式控制喷油器11，以向气缸2导入按每个运转条件所设定的量的进气的方式控制节流阀54。另外，PCM 100控制废气阀66的开度以使增压压力成为按每个运转条件设定的值，并控制EGR阀73以使气缸2内的EGR率成为按每个运转条件设定的值。另外，PCM 100控制进气S-VT 18a以及排气S-VT 19a以使进气阀8以及排气阀9分别在按每个运转条件所设定的正时开闭。
(低速高负荷区域中的进气阀与排气阀的开闭正时)
图6是表示将横轴设为发动机转速、将纵轴设为发动机负荷的发动机的运转区域的映射图。以下，对图6所示的区域A1中的进气阀8与排气阀9的控制(进气S-VT 18a与排气S-VT 19a的控制)进行说明，区域A1是发动机负荷为规定的基准负荷T1以上的高负荷区域A中的、发动机转速为规定的基准转速N1以下的低速高负荷区域。基准转速N1被设定为1500rpm左右，基准负荷T1被设定为发动机负荷的最大值附近即满负荷附近。
图7是示意地表示低速高负荷区域A1中的阀升程的图。如图7所示，在低速高负荷区域A1中，PCM 100控制进气S-VT 18a以使进气阀8在晚于进气下止点(BDC)的正时关闭，换句话说使进气阀8的闭阀正时IVC与进气下止点(BDC)相比成为延迟侧的正时。
在低速高负荷区域A1中，将进气阀8的闭阀正时IVC设为晚于进气下止点(BDC)的延迟侧的正时是为了防止发生异常燃烧。
具体而言，在本实施方式中，通过将气缸2的几何压缩比ε设为12且设有涡轮增压器59，从而在压缩中途，气缸2内的压力容易增高。因此，在如低速高负荷区域A1那样、发动机负荷较高且向气缸2内导入大量的进气从而压缩前的气缸2内的温度/压力较高的区域中，容易发生混合气在比通过火花塞10对混合气进行点火的点火正时早的定时自点火的提前点火。另外，已知在带涡轮增压器的发动机中，在发动机转速较低且发动机负荷较高的区域中容易发生爆震，换句话说容易产生下述现象，混合气由于火花塞10的点火而开始燃烧之后，在气缸2内生成局部性的高温高压场，混合气未等至火焰传播而自燃，产生了急剧的压力上升的现象。
与此相对，如上述那样若将进气阀8的闭阀正时IVC设为晚于进气下止点(BDC)的延迟侧的正时，则通过气缸2的有效压缩比降低，能够避免气缸2内的气体被过度压缩，能够防止提前点火的发生。另外，也能够将燃烧开始时的气缸2内的气体的温度/压力抑制得较低，从而抑制爆震的发生。
这里，有效压缩比越小则气缸2内的温度/压力越降低。由此，为了降低提前点火以及爆震的发生概率，考虑到优选的是进一步减小有效压缩比。然而，本申请发明人们发现当有效压缩比减小至某种程度后，爆震的发生概率增加。可以认为这是由于若为了降低有效压缩比而延迟进气阀8的闭阀正时IVC，则进气阀8的开阀正时IVO也随之延迟，由此进气阀8与排气阀9均开阀的期间即气阀重叠期间变短。具体而言认为，即使在降低了有效压缩比的情况下，若进气阀8与排气阀9均开阀的气阀重叠未被实施、或者气阀重叠期间较短，则由于气缸2的扫气性能降低而在气缸2内残留的高温的已燃气体的量变多，气缸2内的温度未充分地降低，导致上述那样的局部性的高温高压场的生成未受到抑制，结果容易发生爆震。
由此，在本实施方式中，如图7所示，在低速高负荷区域A1中，PCM 100控制进气S-VT 18a、排气S-VT 19a以实现进气阀8与排气阀9隔着排气上止点(TDC)在规定的期间均开阀的气阀重叠。换句话说，PCM 100以进气阀8的开阀开始正时IVO与排气上止点(TDC)相比成为提前侧的正时的方式控制进气S-VT 18a，以排气阀9的闭阀正时EVC与排气上止点(TDC)相比成为延迟侧的正时的方式控制排气S-VT 19a。
这里，假设在进气阀8的开阀期间比180℃A短的情况下，不能将进气阀8的开阀开始正时IVO设为早于排气上止点(TDC)的提前侧的正时、且将进气阀8的闭阀正时IVC设为晚于进气下止点(BDC)的延迟侧的正时。与此相对，如上述那样，在本实施方式中进气阀8的开阀期间被设定为270℃A，相对于180℃A足够长的期间。因此，如上述那样，能够将进气阀8的开阀开始正时IVO设为早于排气上止点(TDC)的提前侧的正时、且将进气阀8的闭阀正时IVC设为晚于进气下止点(BDC)的延迟侧的正时。
并且，本申请发明人们在实施气阀重叠，且将进气阀8的闭阀正时IVC设为晚于进气下止点(BDC)的延迟侧的正时的构成中，在抑制爆震且提高油耗性能方面，发现了从进气下止点(BDC)至进气阀8的闭阀正时IVC为止的曲柄角度即进气闭阀延迟量CA_IVC相对于气缸2的几何压缩比ε的比例，存在最佳的范围。以下，将进气闭阀延迟量CA_IVC相对于气缸2的几何压缩比ε的比例称作进气延迟量对压缩比比例R(R＝CA_IVC/ε)。
具体而言，根据各种实验的结果，可知进气延迟量对压缩比比例R、与燃料消耗率(相对于发动机输出消耗的燃料重量)的关系如图8所示的图表那样。另外，图8的图表是气缸2的几何压缩比ε为11以上、使用带涡轮增压器发动机、且使发动机在低速高负荷区域A1运转时的实验结果。另外，图8所示的图表的燃料消耗率是在不发生爆震的范围内使点火正时最提前且使燃烧重心正时最提前时的燃料消耗率，是在不发生爆震的范围内能够实现的燃料消耗率的最小值。
根据图8的图表可知，燃料消耗率在进气延迟量对压缩比比例R为5.5附近时为最小值Xm，进气延迟量对压缩比比例R与之相比越小、或越大，则燃料消耗率增大。另外，可知燃料消耗率为其最小值Xm的1％以下，换句话说燃烧消耗率为其最小值Xm乘以1.01而得的值X10以下，是进气延迟量对压缩比比例R为4.58以上且6.67以下时。另外，可知燃料消耗率为其最小值Xm的0.5％以下，换句话说燃烧消耗率为其最小值Xm乘以1.005而得的值X5以下，是进气延迟量对压缩比比例R为5.0以上且6.25以下时。
例如在几何压缩比ε为12的情况下，若将进气闭阀延迟量CA_IVC设为55以上且80以下，换句话说将进气阀8的闭阀正时IVC设为ABDC55℃A以上且80℃A以下(进气下止点后55度曲柄角以上且进气下止点后80度曲柄角以下)，则进气延迟量对压缩比比例R为4.58以上且6.67以下、燃料消耗率为其最小值Xm的1％以下。另外，在几何压缩比ε为12的情况下，若将进气闭阀延迟量CA_IVC设为60以上且75以下，换句话说将进气阀8的闭阀正时IVC设为ABDC60℃A以上且75℃A以下(进气下止点后60度曲柄角以上且进气下止点后75度曲柄角以下)，则进气延迟量对压缩比比例R为5.0以上且6.25以下、燃料消耗率为其最小值Xm的0.5％以下。另外，在几何压缩比ε为11的情况下，若将进气闭阀延迟量CA_IVC设为51以上且73以下，则进气延迟量对压缩比比例R为4.58以上且6.67以下、燃料消耗率为其最小值Xm的1％以下，若将进气闭阀延迟量CA_IVC设为55以上且68以下，则进气延迟量对压缩比比例R为5.0以上且6.25以下、燃料消耗率为其最小值Xm的0.5％以下。
根据上述的见解，在本实施方式中，为了将燃料消耗率抑制为其最小值Xm的1％以下，PCM 100在低速高负荷区域A1中，控制进气S-VT 18a以使进气延迟量对压缩比比例R为5.0以上且6.25以下。具体而言，如上述那样，在本实施方式中，由于气缸2的几何压缩比ε设定为12，因此在低速高负荷区域A1中，PCM 100将进气阀8的闭阀正时IVC设定为ABDC55℃A以上且80℃A以下的值。详细而言，进气延迟量对压缩比比例R为4.58以上且6.67以下那样的进气阀8的闭阀正时IVC被预先设定并存储于PCM 100中，PCM 100控制进气S-VT 18a以及排气S-VT 19a以在低速高负荷区域A1中实现该正时。例如，在发动机转速为1500rpm、发动机负荷为满负荷且包含在低速高负荷区域A1的运转点中，进气阀8的开阀开始正时IVO、闭阀正时IVC分别设定为BTDC27℃A(排气上止点前27度曲柄角)、ABDC63℃A(进气下止点后63度曲柄角)，排气阀9的闭阀正时EVC设定为ATDC27℃A(排气上止点后27度曲柄角)。
(作用等)
如以上那样，在上述实施方式的发动机E中，各气缸2的几何压缩比ε设定为12。并且，在发动机E设有涡轮增压器59来对进气进行增压。因此，能够增大发动机E的输出且能够提高油耗性能。但是，像这样在几何压缩比ε较高并且具有涡轮增压器59的发动机中，在发动机转速较低且发动机负荷较高的低速高负荷区域A1中，容易发生提前点火、爆震。
与此相对，在上述实施方式中，在低速高负荷区域A1中，将进气阀8的闭阀正时IVC设为晚于进气下止点(BDC)的延迟侧的正时，降低气缸2的有效压缩比从而能够抑制提前点火的发生。另外，如上述那样，通过将进气阀8的开阀期间设定为270℃A的较长期间，从而将进气阀8的闭阀正时IVC设为晚于进气下止点(BDC)的延迟侧的正时且能够实现气阀重叠，并且通过在低速高负荷区域A1中实施气阀重叠从而还能够抑制低速高负荷区域A1中的爆震的发生。进而，如上述那样，在低速高负荷区域A1中，将进气延迟量对压缩比比例R(进气闭阀延迟量CA_IVC相对于气缸2的几何压缩比ε的比例)设为5.0以上且6.25以下这一能够避免爆震且使燃料消耗率成为最小值的0.5％以内的范围内的值。因此，根据上述实施方式，能够可靠地提高油耗性能，且能够抑制提前点火以及爆震等异常燃烧的发生。
另外，在上述实施方式中，排气通路60中的发动机主体1与涡轮61之间的部分由两个第一独立排气通路64a、第二独立排气通路64b构成，第一独立排气通路64a构成为与排气冲程彼此不连续的第一气缸2a、第二气缸2b以及第三气缸2c的各排气口7连通，第二独立排气通路64b构成为与排气冲程彼此不连续的第一气缸2a、第二气缸2b以及第三气缸2c的各排气口7连通。因此，能够抑制发生排气干扰，具体而言能够抑制从规定的气缸2排出的废气进入该气缸2的前一个实施排气冲程的气缸2、或从规定的气缸2排出的废气阻碍从该气缸2的后一个实施排气冲程的气缸2导出废气。因此，能够抑制气缸2内的已燃气体的残留量，能够更可靠地抑制提前点火。
特别是，在上述实施方式中，从涡轮壳体103中的从其上游端至涡轮主体102为止的部分的内侧空间，被划分为在涡轮主体102的旋转轴向上排列的两个吸入通路108(108a、108b)，并且各吸入通路108(108a、108b)构成为在涡轮主体102的周向的整周上彼此独立。而且，各吸入通路108(108a、108b)分别与第一独立排气通路64a、第二独立排气通路64b独立地连接。因此，能够可靠地抑制排气干扰，能够更进一步可靠地抑制提前点火。
详细而言，如上述那样，包围涡轮主体102的涡轮涡旋部105的流路面积朝向舌部107越向下游侧越变小。因此，导入涡轮涡旋部105的废气的流速朝向舌部107换句话说包围涡轮主体102的通路的下游端被提高，废气相对于涡轮主体102以较高的速度朝向下游导出。由此，如上述那样，通过两个吸入通路108(108a、108b)在涡轮主体102的整周上独立，能够将各吸入通路108(108a、108b)内的废气相对于涡轮主体102以高速朝向下游导出。因此，能够可靠地抑制穿过一方的吸入通路108a(108b)以及与其连接的一方的独立排气通路64a(64b)后的废气绕到其他吸入通路108b(108a)以及与其连接的另一方的独立排气通路64b(64a)，即能够可靠地抑制排气干扰的发生。
(变形例)
在上述实施方式中，说明了在低速高负荷区域A1中，将进气延迟量对压缩比比例R设定为5.0以上且6.25以下的情况，但若如上述那样将对进气阀气阀重叠角比例R设定为4.58以上且6.67以下的范围内，便能够使燃料消耗率成为其最小值Xm的1％以下。由此，在低速高负荷区域A1中，也可以以使进气延迟量对压缩比比例R成为4.58以上且6.67以下的方式开闭进气阀8。
另外，在上述实施方式中，说明了在发动机负荷为规定的基准负荷T1以上的高负荷区域A中的、发动机转速为基准转速N1以下的低速高负荷区域A1中，在进气下止点(BDC)后将进气阀8闭阀，使进气阀8与排气阀9在规定期间均开阀，并且将进气延迟量对压缩比比例R设为5.0以上且6.25以下的情况，但也可以在高负荷区域A整体中，换句话说，与发动机转速无关地在发动机负荷为基准负荷T1以上的全部区域中，采用该构成。另外，即使在仅在低速高负荷区域A1中采用该构成的情况下，规定低速高负荷区域A1的基准转速N1的具体值也不限于上述值。
另外，在上述实施方式中，说明了在气缸头3形成有气缸头内排气通路17a、17b，排气冲程彼此不连续的气缸2的排气口7在气缸头3内汇集的情况，但也可以使这些排气口7在气缸头3以及发动机主体1的外部汇集。
另外，在上述实施方式中，说明了各气缸2的几何压缩比ε为12的情况，但如上述那样，各气缸2的几何压缩比ε为11以上即可，不限于12。换句话说，已知在带涡轮增压器的发动机中气缸2的几何压缩比ε为11以上的情况下，容易发生提前点火、爆震，在气缸2的几何压缩比ε为11以上的发动机中，能够获得上述的效果。另外，出于实用性等观点，气缸2的几何压缩比ε的上限优选设为20。即，气缸2的几何压缩比ε优选为11以上且20以下。
另外，在上述实施方式中，说明了进气阀8的开阀期间为270℃A的情况，但进气阀8的开阀期间只要为270℃A以上即可。换句话说，只要进气阀8的开阀期间为270℃A以上，则在气缸2的几何压缩比ε为11以上的带涡轮增压器的发动机中，如上述那样，能够降低各气缸2的有效压缩比且确保进气阀8与排气阀9的重叠期间，从而能够避免提前点火、爆震。另外，出于避免进气阀8与活塞的干扰等实用性的点，进气阀8的开阀期间的上限优选为290℃A。即，进气阀8的开阀期间优选为270℃A以上且290℃A以下。
另外，在上述实施方式中，说明了形成于发动机主体1的气缸2为六个的情况，但发动机的气缸数不限于此。另外，独立排气通路不限于两个，也可以根据气缸数设置两个以上的独立排气通路。另外，设于涡轮61的吸入通路108的数量不限于两个，设定与独立排气通路的数量相应的数量的吸入通路108即可。另外，各独立排气通路与排气冲程不连续的气缸的排气口连通即可，例如也可以构成为规定的独立排气通路仅与一个气缸的排气口连通。

Claims (3)

1.一种发动机，具备：在气缸设有进气口、排气口、进气阀以及排气阀的发动机主体；与所述发动机主体连接的进气通路以及排气通路、以及包含设置于所述排气通路的涡轮和设置于所述进气通路的压缩机的涡轮增压器，所述发动机的特征在于，
具备进气开闭正时变更机构，该进气开闭正时变更机构在将所述进气阀的开阀期间维持为270度曲柄角以上的规定值的状态下，变更该进气阀的开闭正时，
所述气缸的几何压缩比被设定为11以上，
所述进气开闭正时变更机构在发动机负荷为规定的基准负荷以上的高负荷区域中，将所述进气阀的闭阀正时设定为下述正时，该正时为进气下止点后的正时，并且是在将从进气下止点至所述进气阀的闭阀正时为止的曲柄角度设为进气闭阀延迟量时，使该进气闭阀延迟量相对于气缸的几何压缩比的比例成为4.58以上且6.67以下的正时；并且，将所述进气阀的开阀正时设定为所述排气阀闭阀之后的正时。
2.如权利要求1所述的发动机，其特征在于，
所述进气开闭正时变更机构在所述高负荷区域中，将所述进气阀的闭阀正时设定为，所述进气闭阀延迟量相对于气缸的几何压缩比的比例成为5.0以上且6.25以下的正时。
3.如权利要求1或2所述的发动机，其特征在于，
所述发动机主体具有多个气缸以及与各所述气缸对应的多个排气口，
所述排气通路具有与1个或者排气冲程不连续的2个以上的所述气缸的排气口分别连通的多个独立排气通路，
所述涡轮具备涡轮主体、以及收容该涡轮主体的涡轮壳体，所述涡轮主体具备接受排气的能量而旋转的多个叶片，
所述涡轮壳体的内侧空间在从其上游端至所述涡轮主体为止的部分中，被划分为在所述涡轮主体的旋转轴向上排列且沿所述涡轮主体的外周形成的多个吸入通路，
多个所述独立排气通路分别连接于不同的所述吸入通路。
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SE01 Entry into force of request for substantive examination
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GR01 Patent grant
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