JP2004293485A - Intake device of spark ignition type engine - Google Patents

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Hirobumi Nishimura
博文 西村
Masahiko Fujimoto
昌彦 藤本
Kohei Iwai
浩平 岩井
Takayuki Kuwabara
孝之 桑原
Yasushi Murakami
康 村上
Yoshihisa Nooi
芳尚 乃生
Naoyuki Yamagata
直之 山形
Yasuhide Yano
康英 矢野
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent unstable generation of tumble flow due to influence of intake pulsations when generating tumble flow in a combustion chamber by partially cutting off intake supplied to the inside of a combustion chamber through an intake passage. <P>SOLUTION: A flow control valve 20 having a shape in which the upper side is cut away, is arranged on an independent intake passage 16. When an intake amount in a lean burn operation area is low, the flow control valve 20 is closed. When the intake amount in the lean burn operation area is high, the flow control valve 20 is opened. A high-speed passage 17 and a low-speed passage 18 are formed between a surge tank 19 and the independent intake passage 16. In the high-speed passage 17, a natural vibration frequency control valve is arranged. When the flow control valve 20 is closed, the natural vibration frequency control valve is totally closed, whereby intake supply is executed by the low-speed passage 18. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、火花点火式エンジンの吸気装置に関し、特に多気筒エンジンの各燃焼室内にタンブル流を形成するよう構成された吸気装置の技術に属すものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般的に、エンジンの燃焼室内において、ピストンの往復動方向に略沿った旋回流であるタンブル流（縦渦流）を生成させることにより、成層燃焼による燃焼性を改善させたり、燃料と吸気とからなる混合気のミキシング性向上により燃焼性を改善させたりする技術が知られている。
このようなタンブル流は、例えば、各気筒毎独立した吸気通路に流動制御弁（弁体）を設け、この流動制御弁を閉成制御することで生成可能であることが公知である。この場合、流動制御弁を閉成させて燃焼室に供給される吸気の一部を絞ることにより、吸気は、吸気通路に対して垂直な断面から見て、主に吸気通路の一部の内壁面に偏在した状態で吸気通路内を通過することになる。そして、このように吸気通路内の一部に偏在して流通する吸気を、この状態を維持させたまま、ピストン頂部を大略指向するように燃焼室内に流入させると、この吸気によって、燃焼室内で強力なタンブル流が生成されることになる。
【０００３】
また、下記特許文献１には、吸気通路と燃焼室とを連通する開口部の一部分に燃焼室側に膨出するシュラウドを形成するとともに、吸気弁のリフト量を可変に制御可能な弁リフト可変機構を設け、リーンバーン運転状態では、弁リフト量可変機構によりシュラウドから流入する吸気流を制限する技術が開示されている。これによると、リーンバーン運転状態においては、シュラウドが形成された開口部から燃焼室への吸気の流入は阻止されるが、シュラウドが形成された開口部に対向する開口部からは多量の吸気が燃焼室内に流入することになり、これによって、強力なタンブル流の生成が可能となる。
【０００４】
【特許文献１】
特開平７−１６６８６７号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、火花点火式の多気筒エンジンに関する吸気装置においては、各燃焼室に対し独立して吸気を供給する吸気通路を設けるとともに、この吸気通路の吸気の脈動に関する固有振動数を変更する固有振動数制御手段を設け、これにより、所謂、吸気慣性効果の利用による、多様な運転状態での吸気充填量増大が行われている。
そして、こうした固有振動数制御手段を備えたエンジンの吸気装置に、上述の流動制御弁や、シュラウドと弁リフト可変機構とによるタンブル流生成のための手段を更に適用することが考えられるが、本出願の発明者らの研究によると、このような場合、吸気通路の固有振動数が低い状態に制御されている状態では、タンブル流が安定して生成されないことが判明した。
この理由は、流動制御弁あるいは、膨出部及び弁リフト可変機構により吸気通路の一部や、吸気通路と燃焼室との連通路の一部を遮断すると、吸気は、この一部遮断により狭められた開口を通過することになり、この狭められた開口を流通する吸気に対して、低い固有振動数に基づく吸気脈動が大きく影響を及ぼしているものと考えられる。そして、このような影響により、この開口部分を吸気流が不安定に通過することになり、従って、これらの開口部分によるタンブル流生成が、安定して行われていないものと推測される。
【０００６】
本発明は、以上のような課題に勘案してなされたもので、その目的は、多気筒エンジンの各燃焼室に対してそれぞれ独立して吸気を供給する吸気通路を設け、この吸気通路から燃焼室内に供給される吸気を部分的に遮断することにより、燃焼室内でタンブル流を生成させる場合において、この時は、固有振動数制御手段により吸気通路の固有振動数を増大制御することで、タンブル流を安定して増大させることにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
このような目的を達成するために、本発明の請求項１記載の発明においては、多気筒エンジンの各燃焼室に対して、それぞれ独立して吸気を供給する吸気通路と、該吸気通路に設けられる弁体と、該弁体を、所定の運転領域で閉成させて、該吸気通路を部分的に遮断することにより、燃焼室内で生成されるタンブル流を増大するタンブル流制御手段とを備えた火花点火式エンジンの吸気装置において、 上記吸気通路の吸気脈動に関する固有振動数を運転状態に応じて変更可能とするとともに、上記タンブル流制御手段によるタンブル流の増大制御が実行されている時は、該固有振動数を増大する固有振動数制御手段を備えたことを特徴としている。
このような構成により、吸気通路に設けた弁体の閉成により吸気通路を部分的に遮断して、燃焼室内で生成されるタンブル流を増大させている時には、固有振動数制御手段により吸気通路の固有振動数が増大するよう制御されるので、弁体の閉成により狭められた吸気通路の開口を通過する吸気に対して、吸気通路の低い固有振動数に基づく吸気脈動が大きく影響するのを抑制できる。これにより、安定してタンブル流を生成することが可能となる。
【０００８】
請求項２記載の発明は、多気筒エンジンの各燃焼室に対してそれぞれ独立して吸気を供給するとともに、燃焼室内への吸気の供給がピストンの往復動方向に対して傾斜して行われるよう形成される吸気通路と、該吸気通路と該燃焼室とを連通する開口部を開閉させる吸気弁とを備え、該吸気通路によって、該吸気弁の開成時に該燃焼室内に吸気を供給することで、該燃焼室内に吸気のタンブル流を生成可能とする火花点火式エンジンの吸気装置において、上記開口部の内、タンブル流を減衰させる吸気が燃焼室内に流入する該開口部の一部において、タンブル流を減衰させる吸気の燃焼室内への流入を抑制するように、燃焼室側に指向して形成される壁部と、上記吸気弁の開弁時における弁リフト量を運転状態に応じて可変に制御するとともに、所定の運転領域においては、上記壁部と該吸気弁とにより形成される開口を小さくするように吸気弁の弁リフト量を低減させる弁リフト量制御手段と、上記吸気通路の吸気脈動に関する固有振動数を運転状態に応じて変更可能とするとともに、上記弁リフト量制御手段により上記吸気弁の弁リフト量が低減されている状態においては、該固有振動数を増大する固有振動数制御手段とを備えたことを特徴としている。
このような構成により、弁リフト量制御手段によって吸気弁の弁リフト量を低減させることにより、壁部と吸気弁とによって形成される開口を小さくした状態では、固有振動数制御手段により、吸気通路の固有振動数を増大制御する。従って、燃焼室と吸気通路との狭められた開口部分を通過する吸気に対して、吸気通路の低い固有振動数に基づく吸気脈動が影響するのを抑制でき、これにより、安定してタンブル流を生成することが可能となる。
【０００９】
請求項３記載の発明は、請求項１、あるいは請求項２において、エンジンの空燃比を制御する空燃比制御手段を備え、該空燃比制御手段は、吸入空気量が少ない低吸気量状態となる上記所定の運転領域において、空燃比を理論空燃比よりもリーンに設定することを特徴としている。
このような構成により、空燃比をリーンに設定する、所謂、リーンバーンエンジンにおいて、低吸気量状態となる所定の運転領域では、吸気脈動による影響が抑制されて安定したタンブル流を生成することが可能となり、これにより、リーンバーン運転時の燃焼安定性を向上することが可能となる。
【００１０】
請求項４記載の発明は、請求項１、あるいは請求項２において、エンジンの燃焼ガスの一部を燃焼室に還流若しくは残留させるとともに、還流若しくは残留された燃焼ガス量を制御する排気還流制御手段を備え、該排気還流制御手段は、吸入空気量が少ない低吸気量状態となる上記所定の運転領域において、燃焼ガス量を所定値以上に制御することを特徴としている。
このような構成により、ＮＯｘ低減などのために排気還流制御手段により排気還流を行うエンジンにおいて、低吸気量状態となる所定の運転領域では、吸気脈動による影響が抑制されて安定したタンブル流を生成することが可能となるため、排気還流の増量制御を燃焼安定性を向上させて実行することが可能となる。
【００１１】
請求項５記載の発明は、請求項１、あるいは請求項２において、上記燃焼室内に設けられた点火プラグによる点火時期を制御する点火時期制御手段を備え、
該点火時期制御手段は、上記所定の運転領域において、点火時期を所定時期よりも遅角側に設定することを特徴としている。
このような構成により、例えば、点火時期を遅角側に設定することで、排気ガス温度を昇温させて、排気通路に配置した触媒を早期活性化場合等においては、吸気脈動による影響が抑制されて安定したタンブル流を生成することができるため、これにより点火時期の遅角制御を燃焼安定性を向上させて実行することが可能となる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
【００１３】
（第１の実施形態）
以下、本発明の第１の実施形態を図面に基づいて説明する。
（全体構成）
図１は、本実施形態の吸気ポート噴射式・レシプロ・ガソリンエンジン全体の概略図である。
エンジン１は例えば４気筒などの多気筒エンジンであり、その気筒（シリンダ）２にはピストン３が装填されてその上方側（ピストン３の往復動方向でピストン３の頂部３ａが指向する方向。以下同じ）に燃焼室４が形成されている。燃焼室４には吸気ポート５と排気ポート６とが形成され、これらは各々吸気弁７、排気弁８により開閉される。吸気弁７及び排気弁８は各々の頂部に設けられた吸気カムシャフト９，排気カムシャフト１０の回転によって駆動され、吸気弁７側の頂部１１には、吸気弁７の弁のリフト量（弁リフト量）を変化することができるように、切換え可能な複数のカムから成る弁リフト可変機構１２が設けられている。
【００１４】
燃焼室４の上部には、先端のスパーク部分が燃焼室４に臨むように点火プラグ１３が配設されている。また、シリンダヘッド１４には燃料噴射弁１５が配設され、この燃料噴射弁１５から吸気ポート５に燃料が噴射される。尚、燃料噴射弁１５は、図示しないニードル弁及びソレノイドを内蔵し、このソレノイドにパルス信号が印加されてパルス幅に応じた量の燃料を噴射する。
【００１５】
吸気ポート５には、独立吸気通路１６が接続され、該独立吸気通路１６の上流は、高速用通路１７と低速用通路１８とに分岐して、それぞれエンジン１の全ての気筒２、２、…に対し吸気を供給するサージタンク１９に接続されている。この場合、サージタンク１９から高速用通路１７を介した燃焼室４までの吸気通路の吸気管長さは、サージタンク１９から低速用通路１８を介した燃焼室４までの吸気通路の吸気管の長さよりも小さく設定されており、また、サージタンク１９から高速用通路１７を介した燃焼室４までの吸気管容積は、サージタンク１９から低速用通路１８を介した燃焼室４までの吸気管容積よりも小さく設定されている。
また、高速用通路１７には、低速用通路１８による燃焼室４への吸気の供給を行うか、あるいは高速用通路１７による吸気の供給を行うか、どちらか一方に切換えることにより、独立吸気通路１６内を流通する吸気の固有振動数を制御可能な固有振動数制御弁２１が設けられている。
また、独立吸気通路１６には、燃焼室４内で生成されるピストン３の往復動方向に略沿って旋回する乱流であるタンブル流（縦渦流）を制御する流動制御弁２０が設けられ、こうした、流動制御弁２０及び上記の固有振動数制御弁２１は、図示しないが、それぞれ弁開閉動作機構により動作される。
【００１６】
サージタンク１９の上流には、エンジン１の全ての気筒２、２、…に吸気を供給するための共通吸気通路２２が接続されており、該共通吸気通路には、その上流側から順に、大気から吸引した吸気中のダストを除去するエアーフィルター２３、全ての気筒２、２、…への新気の吸入空気量を検出するエアーフローセンサ２４、吸入空気量を調整するとともに図示しないステップモータ等の電気的なアクチュエータにより動作されるスロットル弁２５が配置される。なお、共通吸気通路２２に、スロットル弁２５をバイパスするバイパス通路を形成し、このパイバス通路にバイパス弁を設けて開閉することにより、アイドル運転時に吸入空気量を制御するアイドル回転数制御装置を構成させることもできる。
【００１７】
排気ポート６には、排気通路２６が接続され、その途中に三元触媒２７が配設され、酸化触媒２７のさらに下流側にはＮＯｘ吸収触媒２８が配設されている。三元触媒２７は、コージェライト製のハニカム担体に貴金属（Ｐｔ、Ｒｈ、Ｐｄ）を含有するγ−アルミナから成る触媒層をコーティングしたものであり、排気ガス中に含有するＨＣ、ＣＯを浄化し、エンジン１の空燃比が理論空燃比（λ＝１）か理論空燃比よりも小さいリッチな状態でＮＯｘを浄化する。
ＮＯｘ吸収触媒２８は、コージライト製のハニカム担体に、ＮＯｘ吸収材（Ｂａなどのアルカリ土類金属、Ｋなどのアルカリ金属）と貴金属（Ｐｔ、Ｒｈ、Ｐｄ）と含有するγ−アルミナから成る触媒層をコーティングしたものである。これにより、エンジン１の空燃比が、定常的に理論空燃比よりも大きいリーン状態では排ガス中のＮＯｘをＮＯｘ吸収材に吸収させ、空燃比が、一時的に理論空燃比か理論空燃比よりも大きいリッチ状態となった時、吸収されたＮＯｘを放出且つ浄化する。
【００１８】
また、排気通路２６における三元触媒２７よりも上流側には、エンジン１の空燃比を検出するため、排ガスの酸素濃度を検出するＯ２センサ２９が設けられている。
【００１９】
排気通路２６と吸気系のサージタンク１９の間には、排ガスの一部を吸気系に還流するＥＧＲ（Ｅｘｈａｕｓｔ Ｇａｓ Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ）通路３０が接続され、このＥＧＲ通路３０は、図示しない弁開閉機構により開閉動作されるＥＧＲ弁３１によってＥＧＲ量（ＥＧＲガスの体積量）あるいはＥＧＲ率（ＥＧＲ量を、燃焼室４内に吸入される全ガス量で割った値）を調節可能になっている。
【００２０】
また、ＥＣＵ（Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃ Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｕｎｉｔ）３２には、エアーフローセンサ２４、Ｏ２センサ２９、クランク角センサ３３、アクセル開度センサ３４、エンジン水温センサ３５等からの検出信号が入力されるようになっている。
また、ＥＣＵ３２からは、スロットル弁２５の開閉をリニアに制御する制御信号、固定振動数制御弁２１の開閉動作を制御する制御信号、流動制御弁２０の開閉動作を制御する制御信号、燃料噴射弁１５によって所望する燃料供給量を所定時期に噴射するよう制御する制御信号、弁リフト可変機構１２に対し吸気弁７の弁リフト量を変更させるための制御信号、および点火プラグ１３に所定時期に点火させるための制御信号を出力している。
【００２１】
次に、図２から図６を参照して、吸気装置及びその周辺構造について詳細に説明する。
図２は、低吸気量状態におけるシリンダヘッド１４とその周辺構造に関する側断面の概略図である。
気筒２内には、気筒２の中心軸線の延長上に対応する頂面部３６、ピストン３、気筒２に開口する吸気ポート５の２つの開口部５ａ、５ａを開閉させるための夫々２つの吸気弁７、７、及び気筒２に開口する排気ポート６の２つの開口部６ａ、６ａを開閉させるための２つの排気弁８、８により閉塞されたペントルーフ型燃焼室４が形成されている。頂面部３６には火花を発生して燃焼室４内に充填、圧縮された混合気を着火させる点火プラグ１３が、シリンダヘッド１４に形成されたシリンダヘッド取付孔１３ａを介して配設されており、これにより点火プラグ１３先端のスパーク部分が燃焼室４に露出される。
尚、ピストン３の頂部３ａは、その中心部が燃焼室４に向かって突出した山型形状となるよう形成されており、これにより吸入空気量が多くタンブル流ｆ１が極めて強い場合には、タンブル流ｆ１を抑制させることが可能となる。
【００２２】
吸気弁７は、バルブステム３７の一端部に設けられたタペット３８が、シリンダヘッド１４上方側でシリンダヘッド１４に軸支された吸気カムシャフト９に形成される吸気カム３９に当接するよう配置されている。これにより、エンジン１のクランク軸（図示せず）に連結されこの回転に同期した吸気カムシャフト９の回転、つまり吸気カム３９の回転によって、吸気弁７は、開口部５ａの直上流までの開口通路（スロート部）５ｂの軸線と同軸に往復動するようにバルブガイド４０にて案内されて駆動される。このような構成により、吸気弁７と弁シート５ｄとが当接した状態では、開口部５ａは全閉となり、吸気弁７と弁シート５ｄとが離間した状態では、開口部５ａは開成状態となる。
【００２３】
排気ポート４には、吸気ポート５と同様に排気弁８が設けられ、排気弁８は、バルブステム４１の一端部に設けられたタペット４２が、シリンダヘッド１４の上部側でシリンダヘッド１４に軸支された排気カムシャフト１０に形成される排気カム４３に当接する。これにより、エンジン１のクランク軸に連結されこの回転に同期した排気カムシャフト１０の回転、つまり排気カム４３の回転によって、排気弁８は、開口部６ａ直上流までの通路の軸線と同軸に往復動するようにバルブガイド４４にて案内されるよう駆動される。
【００２４】
吸気カム３９は、吸気弁７の燃焼室４側へのリフト量である弁リフト量をエンジン回転数やエンジン負荷に応じて可変とするため、低リフトカム３９ａと高リフトカム３９ｂとを有しており、上述の弁リフト可変機構１２は、これら２つのカム３９ａ、３９ｂと、これらのカムを切換え可能とする切換え機構（図示せず）とにより構成される周知の構造である。
低リフトカム３９ａのカムプロフィールは、低リフトカム３９ａによる吸気弁７の最大の弁リフト量が、高リフトカム３９ｂによる最大弁リフト量より小さくなるように形成されている。そして、後述するように、吸気弁７は、エンジン１が希薄燃焼運転（リーンバーン運転）される成層燃焼領域を含む低回転領域においては低リフトカム３９ａにより駆動される。
また、高リフトカム３９ｂのカムプロフィールは、高リフトカム３９ｂによる吸気弁７の最大の弁リフト量が、低リフトカム３９ａによる最大弁リフト量より大きくなるように形成されており、後述するように、吸気弁７はエンジン１が高速運転される高回転領域において高リフトカム３９ｂにより駆動される。
【００２５】
独立吸気通路１６は、吸気ポート５の上流端が開口しているシリンダヘッド１４端面に接続されており、流動制御弁２０は、この独立吸気通路１６のシリンダヘッド１４の端面近傍に配置されている。
図３は、図２における吸気ポート５と独立吸気通路１６におけるＸ−Ｘ断面について示した模式図であるが、図２及び図３に示すように、流動制御弁２０は、弁軸２０ａを中心として独立吸気通路１６内を流通する吸気流方向に沿って回動可能に支持されている。また、流動制御弁２０は、開成させた状態では燃焼室４の弁軸２０ａよりも上方側の一部が切断されたような形状であり、これにより流動制御弁２０が閉状態の場合は、独立吸気通路１６の流動制御弁２０が位置する部分を、流動制御弁２０の上流側から流動制御弁２０のある下流側を見て、通路内形状の下側（ピストン３が位置する側）の半分以上が遮断さられた形状となる。この場合、独立吸気通路１６内の流動制御弁２０上側の一部は開口しており、この開口空間を通過する吸気により燃焼室４内への必要量の吸気供給が可能となる。尚、図２及び図３は、流動制御弁２０が閉じた状態を示している。
図４は、図２において、流動制御弁２０が開弁し、且つ吸気弁７の弁リフト量が大きい状態を示しているが、このように流動制御弁２０が全開した状態では、独立吸気通路１６の流動制御弁２０が位置する部分を流動制御弁２０よりも上流側から見て、全通路内が開口した状態となっており、全通路内を通過する吸気によって、燃焼室４への十分な吸気供給が可能となる。
【００２６】
吸気ポート５は、シリンダヘッド１４における吸気ポート５の上流端から開口通路５ｂ部付近に至るまで１本で形成されているが、開口通路５ｂ付近の隔壁５ｅで互いに隣接して２本に分岐し、これらは２つある開口部５ａにそれぞれ接続されている。このような構成は、一般に、コモンポートと呼ばれており、こうしたポートの採用により吸気抵抗を低減できる効果がある。
【００２７】
また、吸気ポート５は、開口部５ａから全体的に斜め上方側に向かうように形成されており、開口部５ａの直ぐ上流の開口通路５ｂ付近では、上方側に向かうに従って、徐々にその傾斜が緩やかになるよう湾曲形成されている。
上流通路５ｃ近傍で吸気ポート５の傾斜が所定角度となると、吸気ポート５は、それから実質的に湾曲や段差を生じることなく、直線的に斜め上方に向けて、シリンダヘッド１４の端面まで延設形成される。更に独立吸気通路１６においても、流動制御弁２０が配置される位置までは、この所定角度の傾斜が維持されて、この角度のまま直線的に延設されている。
このような吸気ポート５及び独立吸気通路１６の形状により、吸気は、独立吸気通路１６から吸気ポート５の開口通路５ｂまでは吸気抵抗を殆ど受けることなく燃焼室４の位置より少し上方側の位置に向かって斜め下方に吸気管路内を進む。その後、開口通路５ｂ近傍の湾曲部分における湾曲外方の通路内壁面により、その進行方向がピストン３の頂部３ａ方向に徐々に変更された後、燃焼室４内に流入することになる。こうして燃焼室４内に流入した吸気は、燃焼室４内で強力なタンブル流ｆ１を生成することになる。
また、流動制御弁２０が閉弁している状態で比較的吸入空気量が多い時は、特に吸気ポート５の上方側の面を沿って流れる吸気の流速が高まるため、湾曲部の湾曲外方の通路内壁面により湾曲される吸気が多くなり、更にタンブル流ｆ１は強化されることとなる。
尚、燃料噴射弁１５は、吸気ポート５が２本に分岐する手前で、上流通路５ｃの上方側の面に配置されており、これにより２つの開口部５ａ、５ａに向けた霧状燃料の噴射が可能となる。
【００２８】
（壁部）
次に壁部について、詳細に説明する。
マスク部４５は、シリンダヘッド１４から燃焼室４に突出した膨出部分であり、これには、吸気ポート５の２つの開口部５ａ、５ａの内壁から延出するように燃焼室４内に向けて突出した壁部４５ａが形成されている。そして、燃焼室４側からマスク部４５を見たときの模式図の図５（但し、吸気弁７は図５の紙面左に位置する。）に示すように、壁部４５ａは、開口部５ａの流動制御弁２０が位置する側の開口部５ａの略半周に亘って形成されている。また、壁部４５ａの高さ（膨出したマスク部４５の高さと同じ）、つまり燃焼室４への突出量は、吸気弁７が低リフトカム３９ａにより駆動される場合の最大弁リフト量よりも少し低く設定されている（２から５ｍｍの間）。
【００２９】
このように吸気弁７が低リフトカム３９ａにより駆動される場合では、図６に示すように、２つの吸気ポート５、５とも、開口部５ａの全周において、燃焼室４と連通することになるが、開口部５ａにおいて、流動制御弁２０が位置する側、つまり開口通路５ｂ近傍の湾曲部の湾曲内方側を通過した吸気が燃焼室４内に流入する側の開口部５ａにおける、該壁部４５ａと吸気弁７との間隙は微小となる。また、開口部５ａにおいて、排気ポート８が位置する側、つまり開口通路５ｂ近傍の湾曲部の湾曲外方側を通過した吸気が燃焼室４内に流入する側の開口部５ａにおける、該開口部５ａと吸気弁７との間隙は大きい状態となる。
従って、吸気弁７が低リフトカム３９ａにより駆動される場合では、排気ポート８が位置する側の開口部５ａから燃焼室４内に供給される吸気は多く、この吸気によって強力なタンブル流が生成される。一方、流動制御弁２０が位置する側の開口部５ａから燃焼室４へ供給される吸気は比較的少量に低減されているため、この開口部５ａから燃焼室４内に流入した吸気が、燃焼室４内で強力なタンブル流に対向することを防止でき、これによりタンブル流の生成の阻害を抑制できる。また、壁部４５ａと吸気弁７との間隙は少しではあるが開成されるので、これにより吸気抵抗を低減できて吸入充填量の増量を図ることができる。
尚、図６において破線で示す吸気弁５、５は、高リフトカム３９ｂにより開弁された時の吸気弁５、５の状態を概略的に示したものである。
【００３０】
一方、図７は、吸気弁７、７が、高リフトカム３９ａにより開弁された時の状態を概略的に示したものであるが、この状態では、吸気弁７、７が低リフトカム３９ａにより開弁された時よりも、吸気弁７と排気ポート６が位置する側の開口部５ａの開口、及び吸気弁７と流動制御弁２０が位置する側の開口部５ａの開口の双方は大きくなる。
従って、吸気弁７、７が、高リフトカム３９ａにより開弁された時には、開口部５ａの全周から燃焼室４内に吸気を大量に供給することが可能となるが、一方で、燃焼室４内におけるタンブル流の生成は抑制されることになる。
尚、図７において点線で示す吸気弁７、７は、低リフトカム３９ａにより開弁された時の吸気弁５、５の状態を概略的に示したものである。
【００３１】
吸気弁７の弁リフト量について、排気行程から吸気行程に架けての排気弁８と吸気弁７の弁リフト量変化を示した図８を参照して詳細に説明すると、吸気弁７が低リフトカム３９ａにより駆動されるときは、吸気弁７は破線ＩＶＬで示すようにその最大の弁リフト量が壁部４５ａの高さよりも若干高くなるよう駆動される。一方、吸気弁７が高リフトカム３９ｂにより駆動されるときは、吸気弁７は実線ＩＶＨで示すように、弁リフト量が壁部４５ａの高さよりも全般的に高くなるよう駆動されることになる。尚、図８において、ＥＶは、排気弁８の弁リフト量の変化を示している。
【００３２】
尚、マスク部４５の形状に関して、図２においては、マスク部４５（壁部４５ａ）はエンジン１のクランク軸方向（紙面に対して垂直な方向）から見て、その高さが略一定の略台形形状としたが、これに限らず、開口通路５ｂの流動制御弁２０が位置する側の壁部４５ａの高さを最大として、それから排気ポート６が位置する側の開口通路５ｂに向かって緩やかに低くするようなスラント状であってもよく（図２、図４の４５ｂ参照）、この場合、壁部４５ａ近傍を通過して燃焼室４内に流入する吸気の吸気抵抗をより低減できる。
【００３３】
（吸気固有振動数制御）
本実施形態においては、上述のようにサージタンク１９の下流に高速用通路１７と、高速用通路１７よりも管路が長く且つ高容量の低速用通路１８を設けるとともに、高速用通路１７には、固有振動数制御弁２１を設けている。サージタンク１９から独立吸気通路１６に対して吸気を供給する際には、固有振動数制御弁２１によって、これら２つの吸気通路を切換えることで、吸気管の有する固有振動数を調整し、吸気脈動を利用した吸気充填量の増量と、タンブル流の安定生成とを図っている。これについては、後で詳細に説明する。
【００３４】
（エンジン制御）
次に、以上のような吸気装置に対するエンジン制御について説明する。
ＥＣＵ３２は、入力されたアクセル開度センサ３４からの検出信号からアクセル開度量を算出し、クランク角センサ１１からの検出信号からエンジン回転数を算出し、これらの算出結果をＥＣＵ３２内のスロットル弁制御部（図示せず）に出力して基本的なスロットル弁開度量を設定する。そして、設定されたスロットル弁開度となるようスロットル弁２５の弁開閉機構に制御信号を出力することで、スロットル弁２５は、要求開度量に開度制御される。
【００３５】
このようなスロットル弁２５の制御により吸入空気量が変化し、エアフローセンサ２３はこれを検出し、その検出信号はＥＣＵ３２に出力される。ＥＣＵ３２は、燃料制御部（図示せず）によって、吸入空気量自体、あるいは吸入空気量から求まるエンジン負荷と、エンジン回転数とに基づいて燃料噴射量と燃料噴射時期とを決定し、燃料噴射弁１５から所望する噴射時期に、所望する燃料噴射量の燃料噴射が実行されるよう制御する。この場合、基本的に、燃料噴射量は吸入空気量が多い程あるいはエンジン回転数が高回転程増量されている。また、噴射時期は、排気行程から吸気行程に架けての所定時期に少なくとも１回噴射実行されるよう設定される。
【００３６】
本実施形態のエンジン１においては、エンジン回転数が所定回転以下の低回転で、エンジン負荷が所定負荷以下の運転状態のときは、リーンバーンを実行するよう制御される。
このために、ＥＣＵ３２は、図９に示すような横軸をエンジン回転数、縦軸をエンジン負荷とする制御マップを記憶しており、このマップに基づいて、燃料噴射部は、エンジン回転数が所定値Ｎｅ１以下且つエンジン負荷が所定値Ｑａ１以下のリーンバーン運転領域のときには、エンジン１の空燃比が定常的に理論空燃比よりもリーン（例えばＡ／Ｆで１８から２５）となるように燃料噴射を制御する。
この制御は、現在の吸入空気量に基づいて空燃比が制御マップから決定された目標空燃比となるよう燃料噴射量を制御することで行われる。その際、リーンバーン運転領域内においては、制御マップ上に、目標空燃比が、運転状態に応じて高回転程、及び高負荷程、理論空燃比に近づくように書込まれており、こうした制御マップから現在の運転状態に対応する目標空燃比を読込むことで、空燃比が制御されることになる。
尚、この時の空燃比制御は、Ｏ２センサ２９がリニアＯ２センサの場合であれば、これを用いて、実空燃比が目標のリーン空燃比となるように制御してもよい。
【００３７】
一方、制御マップに基づき、エンジン回転数が所定値Ｎｅ１以上あるいはエンジン負荷が所定値Ｑａ１以上の領域では、Ｏ２センサ２９の検出信号により、理論空燃比を目標空燃比とする空燃比Ｆ／Ｂ（フィードバック）制御が行われ、これにより実空燃比が理論空燃比を含む微小な空燃比の範囲（ウインド）で理論空燃比を挟んでリーンとリッチとを繰返すよう制御して、三元触媒２７の触媒機能の向上を図っている。
【００３８】
また、ＥＣＵ３２は、流動制御弁２０を制御する制御部（図示せず）を備えており、これにより、流動制御弁２０は、上記の図９の制御マップに基づいて、リーンバーン運転領域の中の低回転及び低負荷となる領域において閉成されるよう制御される。具体的には、図９に示すように、エンジン回転数が所定値Ｎｅ０以下且つエンジン負荷が所定値Ｑａ０以下の運転領域のときに、流動制御弁２０は閉じられ、一方、エンジン回転数が所定値Ｎｅ０以上、あるいはエンジン負荷が所定値Ｑａ０以上の運転領域のときに、流動制御弁２０は全開状態に開成される。
このように、リーンバーン運転領域内において、低吸気量状態となる運転領域（Ｌ１）では、流動制御弁２０が閉成されて流動制御弁２０によるタンブル流ｆ１の強化が図れるが、高吸気量状態となる領域（Ｌ２）では、流動制御弁２０が開成されるために流動制御弁２０によるタンブル流ｆ１の強化は行われないことになる。
【００３９】
また、ＥＣＵ３２は弁リフト可変機構１２を制御する弁リフト可変機構制御部（図示せず）を備えており、これによって、弁リフト可変機構１２による吸気弁７の弁リフト量の可変制御が、図９の制御マップに基づいて行われることになる。具体的には、図９に示すように、エンジン負荷がＱａ１以下となる低負荷及び中負荷領域におけるエンジン回転数が、Ｎｅ２以下の時には、弁リフト可変機構１２は、吸気カム３９を低リフトカム３９ａに切換え、同じ負荷条件でエンジン回転数がＮｅ２以上のときは吸気カム３９を高リフトカム３９ｂに切換えている。
これにより、リーンバーン運転領域では、弁リフト可変機構１２により低リフトカム３９ａが選択されることになる。
【００４０】
また、ＥＣＵ３２は、固有振動数制御弁２１を制御する制御部（図示せず）を備えており、これによって、固有振動数制御弁２１の制御が、図９の制御マップに基づいて行われることになる。
具体的には図９に示すように、エンジン負荷に関係なくエンジン回転数がＮｅ３より高回転のときは、固有振動数制御弁２１を開弁させて、サージタンク１９から燃焼室４に架けての吸気管が有する固有振動数が高くなるよう設定し、これにより高回転での吸気脈動を大きくすることで、燃焼室４内に流入する吸気の吸気充填量を増量している。
一方、エンジン負荷に関係なくエンジン回転数がＮｅ３よりも低回転のときは、固有振動数制御弁２１を全閉させて、サージタンク１９から燃焼室４の直ぐ上流（つまり、開口部５ａ）に架けての吸気管が有する固有振動数が低くなるよう設定し、これにより低回転での吸気脈動を大きくすることで、低回転での吸気充填量が増量している。こうして、エンジンの多様な運転領域において、エンジン出力を向上できる。
【００４１】
ところで、本発明に係る本実施形態においては、エンジン回転数がＮｅ３よりも低回転のときであっても、流動制御弁２０を閉成させるリーンバーン領域内の低吸気量領域（Ｌ１領域）では、固有振動数制御弁２１を開弁させて、これにより安定したタンブル流ｆ１の生成を図っている。これは、流動制御弁２０を閉成させた状態で固有振動数制御弁２１を全閉にすると、タンブル流ｆ１の安定した生成が阻害されるためである。
この理由は、流動制御弁２０を閉成させた状態で固有振動数制御弁２１を全閉にすると、吸気は、閉成された流動制御弁２０の上端部と独立吸気通路１６の内壁面との間の狭められた開口部分を通過することとなる。この狭められた開口を通過する吸気に対し、サージタンク１９から低速用通路１８を介した燃焼室４の直ぐ上流までの吸気管に基づく低い固有振動数による吸気脈動が大きく影響を及ぼしているものと考えられる。
【００４２】
これに対して、固有振動数制御弁２１を開成させることで、サージタンク１９から高速用通路１７を介した燃焼室４の直ぐ上流までの吸気管に基づく高い固有振動数による吸気脈動が発生することになる。この吸気脈動は、高周波で生成されるため、その分減衰するのも早く、これにより狭められた開口を通過する吸気に対する吸気脈動の影響も早急に低減されて、比較的安定なタンブル流ｆ１の生成が可能となるものと考えられる。また、この時は、エンジン回転数は低回転であり、固有振動数制御弁２１を開成させると、サージタンク１９から高速用通路１７を介した燃焼室４の直ぐ上流までの吸気管による固有振動数と、この時のエンジン回転数とが同調し難くなり、これにより吸気脈動自体が小さくなって、安定したタンブル流ｆ１の生成が可能となるものとも考えられる。
【００４３】
更に、本実施形態において、リーンバーン領域内の低吸気量領域（Ｌ１領域）では、流動制御弁２０を閉成させるだけでなく、弁リフト可変機構１２により吸気弁７の弁リフト量を低減させ、吸気弁７と開口部５ａとの開口面積を減少している。特に開口部５ａの壁部４５ａが形成された側における、吸気弁７と壁部４５ａとの開口は、微小に狭められる。この状態で、固有振動数制御弁を全閉にした場合も、流動制御弁２０を閉成た時と同様にタンブル流ｆ１の安定生成が阻害されることになる。
この理由は、流動制御弁２０を閉成た時と同様で、この狭められた開口を通過する吸気に対し、サージタンク１９から低速用通路１８を介した燃焼室４直前までの吸気管に基づく低い固有振動数による吸気脈動が、大きく影響を及ぼしているものと考えられる。
これに対して、固有振動数制御弁２１を全閉させることで、上述と同様に吸気脈動を低減させることができ、安定したタンブル流ｆ１の生成が可能となる。
【００４４】
尚、本実施形態においては、低吸気量状態のＬ１の領域に関し、固有振動数制御弁２１を閉弁させたが、これに限らず、エンジン負荷に関係なくエンジン回転数がＮｅ０以下となるＬ１領域とＬ１領域よりも高負荷側の領域を含む広い領域においても、固有振動数制御弁２１を閉弁させても良い。これにより、急加速時などで、負荷が急増したときに固有振動数制御弁２１が切り換わることによるトルクショックが防止できる。
【００４５】
また、ＥＣＵ３２は、点火制御部（図示せず）によって、エンジン負荷とエンジン回転数とに基づいて点火時期を決定し、点火プラグ１３により所望の点火時期に、点火するよう制御する。
【００４６】
次に、上述の吸気装置とタンブル流との関係について説明する。
エンジン１の運転状態がリーンバーン運転領域にある時（エンジン回転数がＮｅ１より低回転で、エンジン負荷Ｑａ１より低負荷の場合）は、ＥＣＵ３２により弁リフト量可変機構１２は、吸気カム３９を低リフトカム３９ａに切換えるため、吸気ポート５と燃焼室４との全体の開口面積は小さくなる。特に、この時、開口部５ａの内、流動制御弁２０が位置する側の開口部５ａは、壁部４５ａにより更に微小となる。
【００４７】
また、このようなリーンバーン運転領域内において、流動制御弁２０は、吸入空気量が比較的少ない低吸気量状態において（図９のＬ１領域）は閉成され、一方吸入空気量が比較的多い高吸気量状態において（図９のＬ２領域）では開成されるように切換えられる。
低吸気量状態で流動制御弁２０が閉成されると、独立吸気通路１６の上流から流入する吸気は、流動制御弁２０により独立吸気通路１６と吸気ポート５との上方側の面に沿って、この面に偏って流通する。こうした吸気流は、開口通路５ｂの排気ポート６側で進行方向を大きく下側（ピストン３の頂部３ａが位置する方向）に湾曲され、開口部５ａの内の排気ポート６が位置する側の開口部５ａから燃焼室４に流入することになる。また、この吸気は、流動制御弁２０により絞れられて、流速が増大されており、これにより燃焼室４内では低吸気量状態でありながら強力なタンブル流ｆ１が生成されることになる（図２参照）。
また、この状態では、壁部４５ａにより、開口部５ａの内、流動制御弁２０が位置する側の開口部５ａにおける壁部４５ａと吸気弁７との間は狭まっているため、この部分を通過して燃焼室４に供給される吸気が減少される。従って、この部分から燃焼室４に供給される吸気が、燃焼室４内で既に生成されてタンブル流ｆ１に対向することで、タンブル流ｆ１が抑制されるのを防止できる。こうして、流動制御弁２０の閉弁によって生成された強力なタンブル流ｆ１の勢いを衰えさせることなく、その強度を比較的長時間維持でき、リーンバーン運転時の燃焼性を向上できる。
【００４８】
しかも、この時、固有振動数制御弁２１が全閉されて、サージタンク１９下流から燃焼室４の直ぐ上流までの吸気通路の有する固有振動数が高い振動数に設定される。これにより、流動制御弁２０の閉成による狭められた開口に作用する吸気脈動の影響や、吸気弁７の弁リフト量の低減とによる狭められた開口に作用する吸気脈動の影響によって、これらの開口を通過する吸気流が不安定となるのを防止できる。従って、上述のような流動制御弁２０の閉成、及び壁部４５ａと吸気弁７の弁リフト量の低減とによる強力なタンブル流ｆ１の生成が、吸気脈動により阻害されるのを防止でき、タンブル流ｆ１の安定した生成が可能となる。
【００４９】
また、上述のように流動制御弁２０が閉成された低吸気量状態であっても、例えば、吸入空気量が比較的少ない極低吸気量状態では、タンブル流ｆ１の生成が阻害される場合がある。これは、流動制御弁２０により一旦絞られた吸気が、流動制御弁２０と開口部５ａとの間で不安定な乱流を発生させ、これにより、開口部５ａの流動制御弁２０が位置する側から燃焼室４内に流入する吸気が増量することで、こうした吸気が燃焼室４内のタンブル流ｆ１に対向し、タンブル流ｆ１を打ち消してしまうことに起因するものと考えられている。
しかしながら、壁部４５ａと弁リフト量の制御とにより、開口部５ａの内、流動制御弁２０が位置する側の開口部５ａの開口は狭まっており、この部分を通過して燃焼室４に流入する吸気が減少されるので、タンブル流ｆ１の抑制が防止できる。
【００５０】
当然ながら、極低吸気量状態においても固有振動数制御弁２１の全閉による吸気脈動の低減は図られているので、開口部５ａの内、排気ポート６が位置する側の開口部５ａを通過する吸気の安定化を図り、タンブル流ｆ１を確実に生成するとともに、一方、壁部４５ａが近傍に位置する開口部５ａを通過する吸気の安定化を図り、タンブル流ｆ１に対向する吸気を、確実に減少させることができる。以上のように、リーンバーン運転領域の低吸気量状態では、流動制御弁２０の閉弁と壁部４５ａと吸気弁７の弁リフト量の制御とによって、常に強力で安定したタンブル流ｆ１を生成させることができるとともに、この時は固有振動数制御弁２１も全閉することで、タンブル流ｆ１を更に安定生成させることが可能となる。従って、燃焼安定性が向上し、リーンバーンの燃焼安定限界がよりリーンな状態にシフトするため、リーンバーン運転領域における目標空燃比をより大きく設定することができ、燃費向上とＮＯｘ低減との両立が図れる。
【００５１】
次に、リーンバーン運転状態において、吸入空気量が比較的多い高吸気量状態のとき（図７のＬ２領域）について説明する。
この時は、流動制御弁２０は開弁されることになり、これにより、流動制御弁２０によるタンブル流ｆ１の強化は行われないが、この開弁によりポンピング損失が低減するため、燃費の向上が図れる。
また、この状態では流動制御弁２０は開弁されるが、開口通路５ｂの排気ポート６側に形成される湾曲部の湾曲外方により、燃焼室４内でのタンブル流ｆ１生成が可能である。更に、壁部４５ａと吸気弁７の弁リフト量の制御とによって、開口部５ａの内、流動制御弁２０が位置する側の開口部５ａの開口は狭まっており、この部分を通過して燃焼室４に流入する吸気は減少され、燃焼室４内で生成されたタンブル流ｆ１は抑制されることがない。
従って、流動制御弁２０を開弁させても、結果的に強力なタンブル流ｆ１を生成維持できることになるり、リーンバーン運転領域を、吸入空気量が比較的多い高吸気量状態まで拡大しつつ、リーンバーン運転を高い燃焼安定性を確保して実行することができ、しかもこれにポンピング損失低減による効果が加算されて、全体的に燃費を向上させることが可能となる。
【００５２】
次にエンジン１の運転状態が理論空燃比での運転状態にある時（エンジン回転数がＮｅ１より高回転、あるいはエンジン負荷Ｑａ１より高負荷の場合）の吸気装置と吸気流との関係について説明する。
エンジン回転数がＮｅ１より高回転、あるいはエンジン負荷Ｑａ１より高負荷の場合には、エンジン１の出力増大が要求される領域であり、リーンバーン運転ではこのような出力増大を賄うことが困難となるため、燃料噴射制御部は、理論空燃比による運転に切換える（図７参照）。但し、運転状態が、全負荷に近い領域では、空燃比は理論空燃比よりもリッチに制御され、これにより触媒が異常高温となるのを防止している。
【００５３】
エンジン回転数が更に増大し、低負荷及び中負荷状態でのエンジン回転数がＮｅ２以上となると、ＥＣＵ３２の弁リフト可変機構制御部により弁リフト量可変機構１２は、吸気カム３９を高リフトカム３９ｂに切換えて、開口部５ａの開口をその全周に亘って大きくする。この時は、開口部５ａの内、壁部２１ａがある側の開口部５ａも大きく開口することになり、これによりタンブル流ｆ１の生成が抑制されるが、多量の吸入空気量を燃焼室４内に供給することが可能となり、高いエンジン出力を確保することができる。
また、リーンバーン運転領域と理論空燃比による運転領域とを切換えるための運転状態に基づく切換えラインと、吸気カム３９を低リフトカム３９ａと高リフトカム３９ｂとに切換えるための運転状態に基づく切換えラインとを一致させないので、これらの運転領域の切換えが同時に発生するのを防止でき、トルクショックを低減できる。
【００５４】
更に、エンジン回転数が増大して、エンジン回転数が負荷に関係なくＮｅ３以上となると、固有振動数制御弁の制御部により固有振動数制御弁２１は開成されて、高速用通路１７を利用した吸気脈動による吸入空気量増大が図られて、これにより更に高いエンジン出力を確保できることになる。
【００５５】
次に、以上のような実施形態による効果を説明する。
リーンバーン運転領域における低吸気量状態では、流動制御弁２０を閉弁させたり、あるいは、吸気ポート５の開口部５ａ近傍に壁部４５ａを設けるとともに吸気弁７の弁リフト量を減少させることにより、燃焼室４内で生成されるタンブル流を強化させているが、この時、固有振動数制御弁２１を開弁させてサージタンク１９下流から燃焼室４の直ぐ上流までの吸気管の固有振動数を増大させる。これにより、この吸気管の固有振動数が低い状態のときに発生した吸気脈動が、流動制御弁２０と独立吸気通路１６の内壁面との小さな開口や、あるいは、吸気弁と燃焼室４とを連通させる吸気ポート５の開口部５ａの開口を通過する吸気に対して、影響を及ぼすことで安定した吸気流通が阻害されるといった不具合を防止できる。したがって、これらの開口によるタンブル流の安定生成が可能となって燃焼安定性を向上できるので、空燃比をよりリーンに設定して、燃費向上とリーン化に伴うＮＯｘ低減とを図ること可能となる。
【００５６】
尚、上述の第１の実施形態においては、リーンバーン運転領域の、特に流動制御弁２０を閉弁するＬ１領域において、固有振動数制御弁２１を閉成させたが、これに代えて、吸気弁７を低リフトカム３９ａで駆動する運転領域Ｖ（Ｌ１領域、Ｌ２領域を含む）（図９参照）において、固有振動数制御弁２１を開弁させても良い。
【００５７】
（第２の実施形態）
第１の実施形態においては、リーンバーン運転を行うエンジン１に対して、発明に係る吸気装置を適用した場合について説明したが、これに代えて、低回転あるいは低負荷でＥＧＲ量あるいはＥＧＲ率を増量制御してＮＯｘ低減やポンピング損失低減を図るエンジン１にも適応可能である。この場合、第２実施形態のエンジンの全体構造や吸気装置とその周辺構造、及び基本的な制御は第１の実施形態と同じである。
この場合において、エンジン１のＥＣＵ３２は、ＥＧＲ制御部（図示せず）によりＥＧＲ弁３１の開度を制御可能であるとともに、図９に示す制御マップと同様に運転状態を区画した制御マップを記録している。制御マップは、全負荷に近い高回転あるは高負荷を除いて、基本的に理論空燃比での運転を行うよう設定するとともに、Ｌ１の領域とＬ２の領域とにおいてＥＧＲ量の増量制御を行うよう設定している。流動制御弁の制御部による流動制御弁２０の開閉制御と、弁リフト可変機構制御部による弁リフト量の切換制御と、固有振動数制御弁の制御部による固有振動数制御弁２１の切換制御は、上述の実施例と同じである。
【００５８】
このような構成により、ＥＧＲ量を増量制御する運転領域において、低吸気量状態では、流動制御弁２０を閉弁させたり、あるいは開口部５ａ近傍の壁部４５ａと吸気弁７の弁リフト量減少により、タンブル流ｆ１の生成を強化するとともに、この時、固有振動数制御弁２１を開弁させてサージタンク１９下流から燃焼室４の直ぐ上流までの吸気管の固有振動数を増大させる。これによって、この吸気管の固有振動数が低い時に発生する吸気脈動が、流動制御弁２０と独立吸気通路１６の内壁面との小さな開口や、あるいは、吸気弁と燃焼室４とを連通させる吸気ポート５の開口部５ａの開口を通過する吸気に対して影響を及ぼすことで、安定した吸気流通が阻害されるといった不具合を防止できる。従って、タンブル流ｆ１を安定して生成することができ、燃焼安定性が向上するので、ＥＧＲを大量に増量することが可能となって、ＮＯｘ低減とポンピング損失低減との更なる改善が可能となる。
【００５９】
尚、第２実施形態においても、吸気弁７を低リフトカム３９ａで駆動する運転領域Ｖ１（Ｌ１領域、Ｌ２領域を含む）（図９参照）において、固有振動数制御弁２１を開弁させても良い。
【００６０】
（第３の実施形態）
本発明に係る吸気装置を、エンジン１の点火時期を大幅に遅角させることで、排気ガス温度を昇温させ、触媒や排気浄化装置の活性を促進するエンジン１にも、適応可能である。この場合、第３実施形態のエンジンの全体構造や吸気装置とその周辺構造、及び基本的な制御は第１の実施形態と基本的に変化はない。
具体的には、ＥＣＵ３２は、エンジン水温が所定値以下で使用される暖機用制御マップ（図示せず）とエンジン水温が所定値以上で使用される温間用制御マップ（図示せず）を記憶する。点火制御部は、これらの制御マップとエンジン水温とに基づいて、点火時期を設定しており、暖機用制御マップに関しては、エンジン負荷が所定値（例えばＱａ１）以下で且つエンジン回転数が所定値（例えばＮｅ１）以下の領域Ｃ１ときには、点火時期を、温間用制御マップにおける同じ運転状態での点火時期よりも大幅に遅角されるように設定する。一方、それ以外の領域Ｃ２では、点火時期を温間用制御マップにおける同じ運転状態での点火時期と同じとなるよう設定する。
【００６１】
これに対し、流動制御弁２０の制御部は、暖機用制御マップとエンジン水温とに基づいて、暖機運転中且つエンジンの運転状態がＣ１の領域内にある時は流動制御弁２０を閉成させ、暖機運転中且つエンジンの運転状態がＣ２の領域内にあるときは、流動制御弁２０を開成させる。また、固有振動数制御弁２１の制御部は、暖機用制御マップとエンジン水温とに基づいて、暖機運転中且つエンジンの運転状態がＣ１の領域内にある時は固有振動数制御弁２１を全閉させ、暖機運転中で且つエンジンの運転状態がＣ２の領域内にある時は固有振動数制御弁２１を全開させる。
また、弁リフト可変機構制御部も、暖機用制御マップとエンジン水温とに基づいて、暖機運転中で且つエンジンの運転状態がＣ１の領域内にある時では、吸気弁７の弁リフト量を低減させるとともに、暖機運転中で且つエンジンの運転状態がＣ２の領域内にある時は吸気弁７の弁リフト量を増大させている。
【００６２】
このような構成により、エンジン水温が低く且つ吸入空気量が少ないＣ１領域において、第１実施形態と同様に、流動制御弁２０を閉弁させるとともに、吸気弁７の弁リフト量低減制御により吸気ポート５の開口部５ａ近傍の壁部４５ａと吸気弁７との開口を減少させることで、タンブル流ｆ１の生成を強化することが出来る。また、この時、固有振動数制御弁２１を開弁させ、サージタンク１９下流から燃焼室４の直ぐ上流までの吸気管の固有振動数を増大させることにより、流動制御弁２０及び弁リフト低減制御と壁部４５ａとによるタンブル流ｆ１の強化を確実に行うことができ、これによって燃焼安定性を向上できる。
従って、エンジン水温が低く吸入空気量が少ないことで排気ガス温度の昇温が困難な運転状態であっても、燃焼安定性が高められるため点火時期を大幅に遅角設定させて、排気ガス温度の昇温性能を向上することが可能となる。
【００６３】
次に、第３の実施形態の効果を実験により確認した結果について、図１０を参照して説明する。
尚、この実験では、本実施形態のエンジン１と同様な構造を有す１５００ｃｃの４気筒エンジンで、有効圧縮比が略１１であるエンジンを使用して実験を行った。
図１０の横軸は点火時期を示し、縦軸は燃焼安定性（所定サイクル数における燃焼圧の標準偏差）を示すととに、エンジン回転数が低回転でエンジン負荷が低負荷となる所定運転状態のときにおける固有振動数制御弁２１を全開した時の実験結果（ラインＡ、プロット●）と、同じ運転状態において固有振動数制御弁２１を全閉した時の実験結果（ラインＢ、プロット■）を示す。
これによれば、同じ点火時期において、固有振動数制御弁２１を全開させ吸気管の固有振動数を増大させた方が燃焼安定性は向上しており、固有振動数制御弁２１を全開させることで、より遅角側において、固有振動数制御弁２１を全閉させたときと同じ燃焼安定性を維持できることが分かる。
【００６４】
（他の実施形態）
尚、本実施形態においては、マスク部４５により形成される壁部４５ａによって、開口部から流入してタンブル流ｆ１を抑制する吸気流を低減させたが、これに限らず、吸気ポート５の開口通路５ｂの流動制御弁２０側の内壁に窪みや凸部を設けることで、開口部５ａから流入してタンブル流ｆ１を抑制する吸気流を低減させてもよい。
また、第１、第２実施形態においては、リーンバーン領域と非リーンバーン領域とを切換える運転状態あるいはＥＧＲ増量制御領域とＥＧＲ非増量制御領域とを切換える運転状態と、吸気弁７の弁リフト量を切換える運転量状態とを異ならせたが、これらを同じ運転状態で切換えるように設定しても良い。
また、吸気流動制御弁２０は、本実施形態の構造に限定されず、例えばロータリタイプの弁であっても良い。
【００６５】
また、本実施形態においては、固有振動数制御弁２１を高速用通路１７に設けたが、これに代えて低速用通路１８に設けてもよく、この場合、吸気管の固有振動数を増大させるためには固有振動数制御弁２１を全閉して、高速用通路１８による吸気の供給を行えば良い。
また、固有振動数を変更制御する手段としては、サージタンク１９の実質的な容積を変更させるものであっても良い。つまり、サージタンク１９に隣接して閉塞された吸気の容積部を設け、この容積部とサージタンクとを連通させる弁を設けるとともに、この弁を制御して固有振動数を増大させてもよい。
また、本実施形態においては、流動制御弁２０の閉成、及び壁部４５ａと弁リフト可変機構１２による吸気弁７の低リフト量制御との組み合わせによりタンブル流ｆ１を増大させるエンジン１に基づいて説明したが、これらの内どちらか一方によりタンブル流を増大させるエンジン１に、本発明の吸気装置を適応してもよい。
また、本実施形態においては、ＥＧＲ弁３１の制御により排気還流量を制御したが、これに代えてあるいは併用して、弁リフト可変機構１２に、更に吸気弁７の開弁時期を調整する機構を設け、これにより吸気弁７と排気弁８の開弁時期とのオーバーラップ期間を可変とし、例えば第２の実施形態におけるＥＧＲ量制御のように燃焼室４に残留する燃焼ガス（既燃ガス）量を制御してもよい。また、吸気弁７の開弁時期を制御するのではなく、排気弁８の開弁時期を制御する開弁時期制御機構を排気弁８に設けて、これにより吸気弁７と排気弁８とのオーバーラップ期間を調整して、既燃ガス量を制御しても構わない。
また、エンジン１は、直噴ガソリンエンジンであっても構わない。
【００６６】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明においては、エンジンの吸気通路から燃焼室内に供給される吸気を部分的に遮断することにより、燃焼室内でタンブル流を生成させる場合において、この時、固有振動数制御手段により吸気通路の固有振動数を増大制御することによって、タンブル流を安定して増大させることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係るエンジンを示す全体構成図。
【図２】シリンダヘッド及びその周辺部の吸気装置に関し、吸気弁７が低リフト量状態となる時の側断面を模式的に示した概略図。
【図３】図２のＸ−Ｘ断面を模式的に示した概略図。
【図４】シリンダヘッド１４及びその周辺部の吸気装置に関し、吸気弁７が高リフト量状態となる時の側断面を模式的に示した概略図。
【図５】燃焼室４側からマスク部４５を見た図。
【図６】吸気弁７が低リフト量状態となるときの吸気弁７の開弁状態を示す模式図。
【図７】吸気弁７が高リフト量状態となるときの吸気弁７の開弁状態を示す模式図。
【図８】吸気弁７の弁リフト量について説明する説明図。
【図９】ＥＣＵ３２の制御マップを示す説明図。
【図１０】点火時期と燃焼安定性とに関する実験結果を示すグラフ。
【符号の説明】
２：気筒
３：ピストン
４：燃焼室
５：吸気ポート
７：吸気弁
１２：弁リフト可変機構
１３：点火プラグ
２０：流動制御弁（弁体）
２１：固有振動数制御弁（固有振動数制御手段）
３１：ＥＧＲ弁（排気還流制御手段）
４５ａ：壁部
ｆ１：タンブル流
Ｌ１：リーンバーン領域における低吸気量領域
Ｌ２：リーンバーン領域における高吸気量領域[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an intake device of a spark ignition type engine, and more particularly to a technology of an intake device configured to form a tumble flow in each combustion chamber of a multi-cylinder engine.
[0002]
[Prior art]
Generally, in a combustion chamber of an engine, by generating a tumble flow (longitudinal vortex), which is a swirling flow substantially along a reciprocating direction of a piston, combustibility by stratified combustion is improved, and fuel is mixed with intake air. There is known a technique for improving the combustibility by improving the mixing property of a mixture.
It is known that such a tumble flow can be generated, for example, by providing a flow control valve (valve element) in an independent intake passage for each cylinder and controlling the flow control valve to close. In this case, by closing the flow control valve and narrowing a part of the intake air supplied to the combustion chamber, the intake air mainly includes a part of the intake passage when viewed from a cross section perpendicular to the intake passage. It passes through the intake passage in a state of being unevenly distributed on the wall surface. When the intake air eccentrically distributed in a part of the intake passage and flows into the combustion chamber so as to be directed substantially toward the top of the piston while maintaining this state, the intake air allows the intake air to flow in the combustion chamber. A strong tumble flow will be generated.
[0003]
Further, in Patent Document 1 below, a shroud bulging toward the combustion chamber is formed at a part of an opening communicating the intake passage and the combustion chamber, and a valve lift variable that can variably control a lift amount of an intake valve. There is disclosed a technology in which a mechanism is provided to restrict an intake air flowing from a shroud by a variable valve lift mechanism in a lean burn operation state. According to this, in the lean burn operation state, the inflow of the intake air into the combustion chamber from the opening where the shroud is formed is prevented, but a large amount of intake air flows from the opening facing the opening where the shroud is formed. Will flow into the combustion chamber, which will allow the creation of a strong tumble flow.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-7-166867
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in an intake device for a spark ignition type multi-cylinder engine, an intake passage for independently supplying intake air to each combustion chamber is provided, and a natural frequency for changing a natural frequency related to pulsation of intake air in the intake passage. A control means is provided, by means of which the so-called intake inertia effect is used to increase the intake charge in various operating states.
Then, it is conceivable to further apply the above-mentioned flow control valve or a means for generating a tumble flow by a shroud and a variable valve lift mechanism to an intake device of an engine having such a natural frequency control means. According to a study by the inventors of the present application, it has been found that in such a case, the tumble flow is not stably generated in a state where the natural frequency of the intake passage is controlled to be low.
The reason is that when a part of the intake passage or a part of the communication passage between the intake passage and the combustion chamber is cut off by the flow control valve or the bulging portion and the valve lift variable mechanism, the intake is narrowed by the cutoff. Thus, it is considered that the intake pulsation based on the low natural frequency greatly affects the intake air flowing through the narrowed opening. Then, due to such an effect, the intake air flow passes through this opening portion in an unstable manner, and it is assumed that the tumble flow generation by these opening portions is not performed stably.
[0006]
SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above problems, and has as its object to provide an intake passage for supplying intake air to each combustion chamber of a multi-cylinder engine independently, and perform combustion from this intake passage. In a case where a tumble flow is generated in the combustion chamber by partially blocking the intake air supplied to the chamber, at this time, the natural frequency of the intake passage is increased by the natural frequency control means, so that the tumble flow is increased. The purpose is to increase the flow steadily.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, an intake passage for independently supplying intake air to each combustion chamber of a multi-cylinder engine, and an intake passage provided in the intake passage. And a tumble flow control means for closing the valve body in a predetermined operation region and partially blocking the intake passage to increase a tumble flow generated in the combustion chamber. In the spark ignition type engine intake device, the natural frequency related to the intake air pulsation in the intake passage can be changed according to the operating state, and the tumble flow increasing control by the tumble flow control means is executed. And natural frequency control means for increasing the natural frequency.
With such a configuration, when the tumble flow generated in the combustion chamber is increased by partially closing the intake passage by closing a valve element provided in the intake passage, the natural frequency control means controls the intake passage. Is controlled so as to increase the natural frequency of the intake air, the intake pulsation based on the low natural frequency of the intake passage greatly affects the intake air passing through the opening of the intake passage narrowed by closing the valve body. Can be suppressed. This makes it possible to stably generate a tumble flow.
[0008]
According to the second aspect of the present invention, the intake air is supplied independently to each combustion chamber of the multi-cylinder engine, and the supply of the intake air to the combustion chamber is performed with an inclination with respect to the reciprocating direction of the piston. An intake valve formed to open and close an opening communicating the intake passage and the combustion chamber, and supplying the intake air into the combustion chamber when the intake valve is opened by the intake passage. An intake device for a spark ignition type engine capable of generating a tumble flow of intake air in the combustion chamber, wherein a portion of the opening through which the intake air for attenuating the tumble flow flows into the combustion chamber has a tumble flow; A wall formed toward the combustion chamber and a valve lift amount when the intake valve is opened are variably set in accordance with an operation state so as to suppress the intake of the intake air for attenuating the flow into the combustion chamber. To control In a predetermined operation region, a valve lift control means for reducing a valve lift of the intake valve so as to reduce an opening formed by the wall and the intake valve; While the frequency can be changed according to the operating state, and in a state where the valve lift of the intake valve is reduced by the valve lift control, a natural frequency control that increases the natural frequency is provided. It is characterized by having.
With such a configuration, the valve lift amount of the intake valve is reduced by the valve lift amount control means, and when the opening formed by the wall and the intake valve is reduced, the natural frequency control means controls the intake passage. The natural frequency of is controlled to increase. Therefore, it is possible to suppress the influence of the intake pulsation based on the low natural frequency of the intake passage on the intake air passing through the narrowed opening portion between the combustion chamber and the intake passage, thereby stably reducing the tumble flow. Can be generated.
[0009]
According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect, an air-fuel ratio control unit for controlling an air-fuel ratio of the engine is provided, and the air-fuel ratio control unit is in a low intake air amount state where the intake air amount is small. The air-fuel ratio is set to be leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the predetermined operating region.
With such a configuration, in a so-called lean burn engine in which the air-fuel ratio is set to lean, in a predetermined operating region where the intake air amount is low, the influence of the intake air pulsation is suppressed and a stable tumble flow can be generated. This makes it possible to improve combustion stability during lean burn operation.
[0010]
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided the exhaust gas recirculation control means for recirculating or remaining a part of the combustion gas of the engine in the combustion chamber and controlling the amount of the recirculated or residual combustion gas. And the exhaust gas recirculation control means controls the amount of combustion gas to be equal to or more than a predetermined value in the predetermined operation region where the intake air amount is low and the intake air amount is low.
With such a configuration, in the engine in which the exhaust gas recirculation is performed by the exhaust gas recirculation control means for reducing NOx or the like, in a predetermined operation region where the intake air amount is low, the influence of the intake air pulsation is suppressed and a stable tumble flow is generated. Therefore, the control of increasing the exhaust gas recirculation can be executed with improved combustion stability.
[0011]
According to a fifth aspect of the present invention, in the first or second aspect, there is provided an ignition timing control means for controlling an ignition timing of an ignition plug provided in the combustion chamber,
The ignition timing control means sets the ignition timing to a more retarded side than the predetermined timing in the predetermined operation region.
With such a configuration, for example, by setting the ignition timing to the retard side, the temperature of the exhaust gas is raised, and when the catalyst disposed in the exhaust passage is activated early, the influence of the intake pulsation is suppressed. As a result, a stable tumble flow can be generated, thereby making it possible to execute ignition timing retard control with improved combustion stability.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
[0013]
(1st Embodiment)
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
(overall structure)
FIG. 1 is a schematic view of the entire intake port injection type reciprocating gasoline engine of the present embodiment.
The engine 1 is, for example, a multi-cylinder engine such as a four-cylinder engine, in which a cylinder 3 is loaded with a piston 3 and an upper side thereof (a direction in which the top 3a of the piston 3 points in a reciprocating direction of the piston 3. The same) has a combustion chamber 4 formed therein. An intake port 5 and an exhaust port 6 are formed in the combustion chamber 4, and these are opened and closed by an intake valve 7 and an exhaust valve 8, respectively. The intake valve 7 and the exhaust valve 8 are driven by the rotation of an intake camshaft 9 and an exhaust camshaft 10 provided at the respective tops, and the top 11 on the intake valve 7 side has a valve lift (valve amount) of the intake valve 7. A variable valve lift mechanism 12 including a plurality of switchable cams is provided so that the lift amount can be changed.
[0014]
An ignition plug 13 is arranged above the combustion chamber 4 so that a spark portion at the tip faces the combustion chamber 4. A fuel injection valve 15 is provided in the cylinder head 14, and fuel is injected from the fuel injection valve 15 to the intake port 5. The fuel injection valve 15 incorporates a needle valve and a solenoid (not shown), and a pulse signal is applied to the solenoid to inject an amount of fuel according to the pulse width.
[0015]
An independent intake passage 16 is connected to the intake port 5, and the upstream of the independent intake passage 16 branches into a high-speed passage 17 and a low-speed passage 18, and all the cylinders 2, 2,. Is connected to a surge tank 19 for supplying intake air to the surge tank. In this case, the length of the intake pipe of the intake passage from the surge tank 19 to the combustion chamber 4 via the high-speed passage 17 is equal to the length of the intake pipe of the intake passage from the surge tank 19 to the combustion chamber 4 via the low-speed passage 18. The intake pipe volume from the surge tank 19 to the combustion chamber 4 via the high-speed passage 17 is smaller than the intake pipe volume from the surge tank 19 to the combustion chamber 4 via the low-speed passage 18. It is set smaller than.
The high-speed passage 17 is switched to either the low-speed passage 18 to supply intake air to the combustion chamber 4 or the high-speed passage 17 to supply intake air. A natural frequency control valve 21 capable of controlling the natural frequency of intake air flowing through the inside 16 is provided.
The independent intake passage 16 is provided with a flow control valve 20 for controlling a tumble flow (longitudinal vortex), which is a turbulent flow swirling substantially in the reciprocating direction of the piston 3 generated in the combustion chamber 4. Although not shown, the flow control valve 20 and the natural frequency control valve 21 are respectively operated by a valve opening / closing operation mechanism.
[0016]
An upstream of the surge tank 19 is connected to a common intake passage 22 for supplying intake air to all the cylinders 2, 2,... Of the engine 1. The common intake passage is connected to the atmospheric air in order from the upstream side. , An air flow sensor 24 for detecting the amount of fresh air taken into all the cylinders 2, 2,..., A step motor (not shown) for adjusting the amount of intake air, The throttle valve 25 operated by the electric actuator is disposed. A bypass passage for bypassing the throttle valve 25 is formed in the common intake passage 22, and a bypass valve is provided in the bypass passage to open and close the bypass passage, thereby constituting an idle speed control device for controlling an intake air amount during idling operation. It can also be done.
[0017]
An exhaust passage 26 is connected to the exhaust port 6, a three-way catalyst 27 is disposed in the middle of the exhaust passage 26, and a NOx absorption catalyst 28 is disposed further downstream of the oxidation catalyst 27. The three-way catalyst 27 is obtained by coating a cordierite honeycomb carrier with a catalyst layer made of γ-alumina containing a noble metal (Pt, Rh, Pd), and purifies HC and CO contained in exhaust gas. The NOx is purified in a state where the air-fuel ratio of the engine 1 is a stoichiometric air-fuel ratio (λ = 1) or a rich state smaller than the stoichiometric air-fuel ratio.
The NOx absorption catalyst 28 is a catalyst composed of γ-alumina containing a cordierite honeycomb carrier and a NOx absorbent (alkaline earth metal such as Ba, alkali metal such as K) and a noble metal (Pt, Rh, Pd). The layers are coated. Accordingly, in the lean state where the air-fuel ratio of the engine 1 is constantly higher than the stoichiometric air-fuel ratio, NOx in the exhaust gas is absorbed by the NOx absorbent, and the air-fuel ratio is temporarily higher than the stoichiometric air-fuel ratio or the stoichiometric air-fuel ratio. When a large rich state occurs, the absorbed NOx is released and purified.
[0018]
Further, an O 2 sensor 29 for detecting the oxygen concentration of the exhaust gas is provided upstream of the three-way catalyst 27 in the exhaust passage 26 in order to detect the air-fuel ratio of the engine 1.
[0019]
An exhaust gas recirculation (EGR) passage 30 that recirculates part of the exhaust gas to the intake system is connected between the exhaust passage 26 and the surge tank 19 of the intake system. The EGR passage 30 is opened and closed by a valve opening / closing mechanism (not shown). The EGR amount (volume amount of EGR gas) or the EGR rate (the value obtained by dividing the EGR amount by the total amount of gas sucked into the combustion chamber 4) can be adjusted by the operated EGR valve 31.
[0020]
Moreover, the ECU (Electronic Control Unit) 32, an air flow sensor 24, O 2 sensor 29, a crank angle sensor 33, an accelerator opening sensor 34, so that the detection signal from the engine coolant temperature sensor 35 etc. are input I have.
Also, from the ECU 32, a control signal for linearly controlling the opening and closing of the throttle valve 25, a control signal for controlling the opening and closing operation of the fixed frequency control valve 21, a control signal for controlling the opening and closing operation of the flow control valve 20, a fuel injection valve 15, a control signal for controlling the injection of a desired fuel supply amount at a predetermined time, a control signal for changing the valve lift amount of the intake valve 7 to the variable valve lift mechanism 12, and ignition of the spark plug 13 at a predetermined time. The control signal is output for the purpose.
[0021]
Next, the intake device and its peripheral structure will be described in detail with reference to FIGS.
FIG. 2 is a schematic side sectional view of the cylinder head 14 and its peripheral structure in a low intake air amount state.
In the cylinder 2, two intake valves for opening and closing the top surface portion 36 corresponding to the extension of the central axis of the cylinder 2, the piston 3, and the two openings 5 a, 5 a of the intake port 5 opening to the cylinder 2. A pent roof type combustion chamber 4 is formed which is closed by two exhaust valves 8, 8 for opening and closing two openings 6 a, 6 a of the exhaust port 6 opening to the cylinder 2. A spark plug 13 for generating sparks and igniting the compressed and mixed air-fuel mixture in the combustion chamber 4 is provided on the top surface portion 36 through a cylinder head mounting hole 13a formed in the cylinder head 14. Thereby, the spark portion at the tip of the ignition plug 13 is exposed to the combustion chamber 4.
The top 3a of the piston 3 is formed so as to have a chevron shape with its center protruding toward the combustion chamber 4, so that when the intake air amount is large and the tumble flow f1 is extremely strong, the tumble The flow f1 can be suppressed.
[0022]
The intake valve 7 is arranged such that a tappet 38 provided at one end of the valve stem 37 contacts an intake cam 39 formed on the intake camshaft 9 supported by the cylinder head 14 above the cylinder head 14. ing. Accordingly, the rotation of the intake camshaft 9 connected to the crankshaft (not shown) of the engine 1 and synchronized with the rotation, that is, the rotation of the intake cam 39 causes the intake valve 7 to open to a position immediately upstream of the opening 5a. It is guided and driven by the valve guide 40 so as to reciprocate coaxially with the axis of the passage (throat portion) 5b. With such a configuration, when the intake valve 7 and the valve seat 5d are in contact with each other, the opening 5a is fully closed, and when the intake valve 7 and the valve seat 5d are separated from each other, the opening 5a is in an open state. Become.
[0023]
The exhaust port 4 is provided with an exhaust valve 8 in the same manner as the intake port 5. The exhaust valve 8 has a tappet 42 provided at one end of a valve stem 41. The exhaust cam 43 comes into contact with an exhaust cam 43 formed on the supported exhaust camshaft 10. Thus, by the rotation of the exhaust camshaft 10 connected to the crankshaft of the engine 1 and synchronized with this rotation, that is, by the rotation of the exhaust cam 43, the exhaust valve 8 reciprocates coaxially with the axis of the passage up to immediately upstream of the opening 6a. It is driven to be guided by the valve guide 44 so as to move.
[0024]
The intake cam 39 has a low lift cam 39a and a high lift cam 39b in order to make the valve lift amount, which is the lift amount of the intake valve 7 toward the combustion chamber 4, variable according to the engine speed and the engine load. The variable valve lift mechanism 12 described above has a well-known structure including these two cams 39a and 39b and a switching mechanism (not shown) that can switch these cams.
The cam profile of the low lift cam 39a is formed such that the maximum valve lift of the intake valve 7 by the low lift cam 39a is smaller than the maximum valve lift by the high lift cam 39b. As described later, the intake valve 7 is driven by the low lift cam 39a in a low rotation region including a stratified combustion region in which the engine 1 performs a lean burn operation (lean burn operation).
The cam profile of the high lift cam 39b is formed such that the maximum valve lift of the intake valve 7 by the high lift cam 39b is larger than the maximum valve lift by the low lift cam 39a. 7 is driven by a high lift cam 39b in a high rotation region where the engine 1 is operated at high speed.
[0025]
The independent intake passage 16 is connected to the end face of the cylinder head 14 where the upstream end of the intake port 5 is open, and the flow control valve 20 is arranged near the end face of the cylinder head 14 of the independent intake passage 16. .
FIG. 3 is a schematic diagram showing a cross section taken along line X-X of the intake port 5 and the independent intake passage 16 in FIG. 2. As shown in FIGS. 2 and 3, the flow control valve 20 has a valve shaft 20 a centered. And is rotatably supported along the direction of intake air flowing through the independent intake passage 16. Further, the flow control valve 20 has a shape in which a part of the combustion chamber 4 above the valve shaft 20a is cut off in the opened state, and when the flow control valve 20 is in the closed state, The portion of the independent intake passage 16 where the flow control valve 20 is located is viewed from the upstream side of the flow control valve 20 to the downstream side where the flow control valve 20 is located. More than half have a blocked shape. In this case, a part of the upper side of the flow control valve 20 in the independent intake passage 16 is opened, and a required amount of intake air can be supplied into the combustion chamber 4 by the intake air passing through the opening space. 2 and 3 show a state in which the flow control valve 20 is closed.
FIG. 4 shows a state in which the flow control valve 20 is opened and the valve lift of the intake valve 7 is large in FIG. 2. When the portion where the 16 flow control valves 20 are located is viewed from the upstream side with respect to the flow control valve 20, all the passages are open, and the intake air passing through all the passages provides sufficient air to the combustion chamber 4. It is possible to supply an appropriate intake air.
[0026]
The intake port 5 is formed as a single piece from the upstream end of the intake port 5 in the cylinder head 14 to the vicinity of the opening passage 5b. However, the suction port 5 is branched into two adjacent to each other by a partition wall 5e near the opening passage 5b. Are connected to the two openings 5a, respectively. Such a configuration is generally called a common port, and adopting such a port has an effect of reducing intake resistance.
[0027]
In addition, the intake port 5 is formed so as to generally extend diagonally upward from the opening 5a, and in the vicinity of the opening passage 5b immediately upstream of the opening 5a, its inclination gradually increases toward the upper side. It is curved so as to be gentle.
When the inclination of the intake port 5 becomes a predetermined angle in the vicinity of the upstream passage 5c, the intake port 5 extends straight and obliquely upward to the end face of the cylinder head 14 without substantially causing a curve or a step. It is formed. Further, in the independent intake passage 16 as well, up to the position where the flow control valve 20 is arranged, the inclination of the predetermined angle is maintained, and the independent intake passage 16 is linearly extended at this angle.
Due to the shape of the intake port 5 and the independent intake passage 16, the intake air is located slightly above the position of the combustion chamber 4 from the independent intake passage 16 to the opening passage 5 b of the intake port 5 with almost no intake resistance. Go obliquely downward in the intake pipe toward. Thereafter, the traveling direction is gradually changed in the direction of the top 3a of the piston 3 by the inside wall of the curved portion in the curved portion near the opening passage 5b, and then flows into the combustion chamber 4. The intake air thus flowing into the combustion chamber 4 generates a strong tumble flow f1 in the combustion chamber 4.
Further, when the flow control valve 20 is closed and the amount of intake air is relatively large, the flow velocity of intake air flowing along the upper surface of the intake port 5 is particularly increased. The intake air curved by the inner wall surface of the passage increases, and the tumble flow f1 is further strengthened.
The fuel injection valve 15 is arranged on the upper surface of the upstream passage 5c before the intake port 5 branches into two, so that the atomized fuel directed to the two openings 5a, 5a Injection becomes possible.
[0028]
(Wall)
Next, the wall will be described in detail.
The mask portion 45 is a bulging portion protruding from the cylinder head 14 into the combustion chamber 4, and includes a swelling portion extending into the combustion chamber 4 so as to extend from the inner walls of the two openings 5 a, 5 a of the intake port 5. A protruding wall portion 45a is formed. Then, as shown in FIG. 5 (in which the intake valve 7 is located on the left side of FIG. 5) in a schematic view when the mask portion 45 is viewed from the combustion chamber 4 side, the wall portion 45a has an opening 5a. Of the opening 5a on the side where the flow control valve 20 is located. Further, the height of the wall portion 45a (same as the height of the bulging mask portion 45), that is, the amount of protrusion into the combustion chamber 4, is larger than the maximum valve lift amount when the intake valve 7 is driven by the low lift cam 39a. It is set slightly lower (between 2 and 5 mm).
[0029]
When the intake valve 7 is driven by the low lift cam 39a in this manner, as shown in FIG. 6, both of the two intake ports 5, 5 communicate with the combustion chamber 4 over the entire circumference of the opening 5a. However, in the opening 5 a, the wall of the opening 5 a on the side where the flow control valve 20 is located, that is, the side where the intake air that has passed through the curved inner side of the curved portion near the opening passage 5 b flows into the combustion chamber 4. The gap between the portion 45a and the intake valve 7 is very small. Further, in the opening 5a, the opening 5a on the side where the exhaust port 8 is located, that is, the opening 5a on the side where the intake air that has passed through the curved outer side of the curved portion near the opening passage 5b flows into the combustion chamber 4. The gap between 5a and intake valve 7 becomes large.
Therefore, when the intake valve 7 is driven by the low lift cam 39a, a large amount of intake air is supplied into the combustion chamber 4 from the opening 5a where the exhaust port 8 is located, and a strong tumble flow is generated by this intake air. You. On the other hand, since the intake air supplied to the combustion chamber 4 from the opening 5a on the side where the flow control valve 20 is located is reduced to a relatively small amount, the intake air flowing into the combustion chamber 4 from the opening 5a It is possible to prevent opposition to a strong tumble flow in the chamber 4, thereby suppressing inhibition of generation of the tumble flow. In addition, since the gap between the wall 45a and the intake valve 7 is slightly opened, the intake resistance can be reduced and the intake filling amount can be increased.
The intake valves 5, 5 indicated by broken lines in FIG. 6 schematically show the state of the intake valves 5, 5 when opened by the high lift cam 39b.
[0030]
On the other hand, FIG. 7 schematically shows a state in which the intake valves 7, 7 are opened by the high lift cam 39a. In this state, the intake valves 7, 7 are opened by the low lift cam 39a. Both the opening of the opening 5a on the side where the intake valve 7 and the exhaust port 6 are located and the opening of the opening 5a on the side where the intake valve 7 and the flow control valve 20 are located are larger than when the valve is opened.
Therefore, when the intake valves 7, 7 are opened by the high lift cam 39a, a large amount of intake air can be supplied into the combustion chamber 4 from the entire periphery of the opening 5a. The generation of the tumble flow in the inside is suppressed.
In FIG. 7, the intake valves 7, 7 indicated by dotted lines schematically show the states of the intake valves 5, 5 when opened by the low lift cam 39a.
[0031]
The valve lift amount of the intake valve 7 will be described in detail with reference to FIG. 8 showing a change in the valve lift amount of the exhaust valve 8 and the intake valve 7 from the exhaust stroke to the intake stroke. When driven by 39a, the intake valve 7 is driven such that its maximum valve lift is slightly higher than the height of the wall 45a, as indicated by the broken line IVL. On the other hand, when the intake valve 7 is driven by the high lift cam 39b, the intake valve 7 is driven such that the valve lift is generally higher than the height of the wall 45a, as indicated by the solid line IVH. . In FIG. 8, EV indicates a change in the valve lift of the exhaust valve 8.
[0032]
As for the shape of the mask portion 45, in FIG. 2, the height of the mask portion 45 (wall portion 45a) is substantially constant when viewed from the crankshaft direction of the engine 1 (a direction perpendicular to the paper surface). Although the trapezoidal shape is adopted, the height is not limited to this, and the height of the wall portion 45a of the opening passage 5b on the side where the flow control valve 20 is located is maximized, and then gradually toward the opening passage 5b on the side where the exhaust port 6 is located. 2 and 4 (see 45b in FIGS. 2 and 4). In this case, the intake resistance of the intake air flowing into the combustion chamber 4 through the vicinity of the wall 45a can be further reduced.
[0033]
(Intake natural frequency control)
In the present embodiment, as described above, the high-speed passage 17 and the low-speed passage 18 having a longer pipe and a higher capacity than the high-speed passage 17 are provided downstream of the surge tank 19. , A natural frequency control valve 21 is provided. When the intake air is supplied from the surge tank 19 to the independent intake passage 16, the natural frequency of the intake pipe is adjusted by switching the two intake passages by the natural frequency control valve 21, and the intake pulsation is controlled. The aim is to increase the amount of intake air charged by utilizing the method and to stably generate a tumble flow. This will be described later in detail.
[0034]
(Engine control)
Next, the engine control for the intake device as described above will be described.
The ECU 32 calculates the accelerator opening amount from the input detection signal from the accelerator opening sensor 34, calculates the engine speed from the detection signal from the crank angle sensor 11, and uses these calculation results as the throttle valve control in the ECU 32. Output to a section (not shown) to set a basic throttle valve opening amount. Then, by outputting a control signal to the valve opening / closing mechanism of the throttle valve 25 so that the set throttle valve opening is obtained, the opening of the throttle valve 25 is controlled to the required opening amount.
[0035]
The amount of intake air changes due to such control of the throttle valve 25, and the air flow sensor 23 detects this, and a detection signal is output to the ECU 32. The ECU 32 determines a fuel injection amount and a fuel injection timing based on an intake air amount itself or an engine load obtained from the intake air amount and an engine speed by a fuel control unit (not shown). From 15, control is performed such that a desired amount of fuel is injected at a desired injection timing. In this case, basically, the fuel injection amount increases as the intake air amount increases or as the engine speed increases. Further, the injection timing is set such that the injection is performed at least once at a predetermined timing from the exhaust stroke to the intake stroke.
[0036]
In the engine 1 of the present embodiment, when the engine speed is low and the engine load is equal to or lower than the predetermined load and the engine load is equal to or lower than the predetermined load, the engine 1 is controlled to perform lean burn.
For this purpose, the ECU 32 stores a control map in which the horizontal axis represents the engine speed and the vertical axis represents the engine load, as shown in FIG. In the lean burn operation region where the engine load is equal to or less than the predetermined value Ne1 and the engine load is equal to or less than the predetermined value Qa1, the fuel is set so that the air-fuel ratio of the engine 1 is constantly leaner than the stoichiometric air-fuel ratio (for example, 18 to 25 in A / F). Control injection.
This control is performed by controlling the fuel injection amount such that the air-fuel ratio becomes the target air-fuel ratio determined from the control map based on the current intake air amount. At this time, in the lean burn operation region, the target air-fuel ratio is written on the control map so as to approach the stoichiometric air-fuel ratio as the engine speed increases and the load increases depending on the operation state. By reading the target air-fuel ratio corresponding to the current operation state from the map, the air-fuel ratio is controlled.
In this case, if the O2 sensor 29 is a linear O2 sensor, the air-fuel ratio may be controlled so that the actual air-fuel ratio becomes the target lean air-fuel ratio.
[0037]
On the other hand, based on the control map, in the region where the engine speed is equal to or greater than the predetermined value Ne1 or the engine load is equal to or greater than the predetermined value Qa1, the air-fuel ratio F / B ( Feedback) control is performed, whereby the actual air-fuel ratio is controlled to repeat lean and rich over the stoichiometric air-fuel ratio in a minute air-fuel ratio range including the stoichiometric air-fuel ratio (window). The catalyst function is being improved.
[0038]
Further, the ECU 32 includes a control unit (not shown) for controlling the flow control valve 20. With this, the flow control valve 20 is controlled in the lean burn operation region based on the control map of FIG. Is controlled to be closed in a region where the rotation speed and load of the vehicle are low. Specifically, as shown in FIG. 9, when the engine speed is in an operating region where the engine speed is equal to or lower than a predetermined value Ne0 and the engine load is equal to or lower than a predetermined value Qa0, the flow control valve 20 is closed, while the engine speed is equal to or lower than a predetermined value. When the operating range is equal to or greater than the value Ne0 or the engine load is equal to or greater than the predetermined value Qa0, the flow control valve 20 is fully opened.
As described above, in the operation region (L1) where the low intake air amount state is established in the lean burn operation region, the flow control valve 20 is closed to enhance the tumble flow f1 by the flow control valve 20, but the high intake air amount is obtained. In the region (L2) where the state is, since the flow control valve 20 is opened, the tumble flow f1 is not strengthened by the flow control valve 20.
[0039]
Further, the ECU 32 includes a variable valve lift mechanism control unit (not shown) for controlling the variable valve lift mechanism 12, whereby variable control of the valve lift amount of the intake valve 7 by the variable valve lift mechanism 12 is performed. 9 based on the control map of FIG. Specifically, as shown in FIG. 9, when the engine speed in the low load and middle load regions where the engine load is equal to or less than Qa1 is equal to or less than Ne2, the variable valve lift mechanism 12 changes the intake cam 39 to the low lift cam 39a. When the engine speed is equal to or higher than Ne2 under the same load condition, the intake cam 39 is switched to the high lift cam 39b.
As a result, in the lean burn operation region, the low lift cam 39a is selected by the variable valve lift mechanism 12.
[0040]
Further, the ECU 32 includes a control unit (not shown) for controlling the natural frequency control valve 21, whereby the control of the natural frequency control valve 21 is performed based on the control map of FIG. become.
Specifically, as shown in FIG. 9, when the engine speed is higher than Ne3 regardless of the engine load, the natural frequency control valve 21 is opened, and the natural frequency control valve 21 is connected to the combustion chamber 4 from the surge tank 19. By setting the natural frequency of the intake pipe to be high, and thereby increasing the intake pulsation at high rotation, the intake charge amount of the intake air flowing into the combustion chamber 4 is increased.
On the other hand, when the engine speed is lower than Ne3 irrespective of the engine load, the natural frequency control valve 21 is fully closed, so that the natural frequency control valve 21 is located immediately upstream of the combustion chamber 4 from the surge tank 19 (that is, the opening 5a). By setting the natural frequency of the bridged intake pipe to be low and thereby increasing the intake pulsation at low rotation, the intake charge at low rotation is increased. In this manner, the engine output can be improved in various engine operating regions.
[0041]
In the present embodiment according to the present invention, even when the engine speed is lower than Ne3, in the low intake air amount region (L1 region) in the lean burn region where the flow control valve 20 is closed. Then, the natural frequency control valve 21 is opened, thereby stably generating the tumble flow f1. This is because if the natural frequency control valve 21 is fully closed while the flow control valve 20 is closed, stable generation of the tumble flow f1 is hindered.
The reason is that when the natural frequency control valve 21 is fully closed in a state where the flow control valve 20 is closed, the intake air flows between the upper end of the closed flow control valve 20 and the inner wall surface of the independent intake passage 16. Between the openings. The intake pulsation due to the low natural frequency based on the intake pipe from the surge tank 19 to the upstream of the combustion chamber 4 via the low-speed passage 18 greatly affects the intake air passing through the narrowed opening. it is conceivable that.
[0042]
On the other hand, by opening the natural frequency control valve 21, intake pulsation due to a high natural frequency based on the intake pipe from the surge tank 19 to the upstream of the combustion chamber 4 via the high-speed passage 17 is generated. Will be. Since the intake pulsation is generated at a high frequency, the intake pulsation is attenuated earlier by that amount, whereby the influence of the intake pulsation on the intake air passing through the narrowed opening is quickly reduced, so that the relatively stable tumble flow f1 is generated. It is considered that generation is possible. At this time, the engine speed is low, and when the natural frequency control valve 21 is opened, the natural vibration caused by the intake pipe from the surge tank 19 to the upstream of the combustion chamber 4 via the high-speed passage 17 is increased. It is considered that the number and the engine speed at this time are difficult to synchronize with each other, whereby the intake pulsation itself is reduced, and a stable tumble flow f1 can be generated.
[0043]
Further, in the present embodiment, in the low intake air amount region (L1 region) in the lean burn region, not only the flow control valve 20 is closed, but also the valve lift amount of the intake valve 7 is reduced by the variable valve lift mechanism 12. The opening area between the intake valve 7 and the opening 5a is reduced. In particular, the opening between the intake valve 7 and the wall 45a on the side of the opening 5a where the wall 45a is formed is slightly narrowed. In this state, even when the natural frequency control valve is fully closed, the stable generation of the tumble flow f1 is impeded as in the case where the flow control valve 20 is closed.
The reason for this is the same as when the flow control valve 20 is closed, and the intake air passing through the narrowed opening is based on the intake pipe from the surge tank 19 to immediately before the combustion chamber 4 via the low-speed passage 18. It is considered that the intake pulsation due to the low natural frequency has a large effect.
On the other hand, by fully closing the natural frequency control valve 21, the intake pulsation can be reduced in the same manner as described above, and the stable tumble flow f1 can be generated.
[0044]
In the present embodiment, the natural frequency control valve 21 is closed with respect to the region L1 in the low intake air amount state. However, the present invention is not limited thereto, and the engine speed L1 is equal to or less than Ne0 regardless of the engine load. The natural frequency control valve 21 may be closed also in a wide area including the area and the area on the higher load side than the L1 area. Thus, torque shock due to switching of the natural frequency control valve 21 when the load suddenly increases, for example, during rapid acceleration, can be prevented.
[0045]
Further, the ECU 32 determines an ignition timing based on the engine load and the engine speed by an ignition control unit (not shown), and controls the ignition plug 13 to ignite at a desired ignition timing.
[0046]
Next, the relationship between the above-described intake device and the tumble flow will be described.
When the operating state of the engine 1 is in the lean burn operation range (when the engine speed is lower than Ne1 and the engine load Qa1 is lower), the ECU 32 causes the valve lift variable mechanism 12 to lower the intake cam 39. Since the switching to the lift cam 39a is performed, the entire opening area of the intake port 5 and the combustion chamber 4 is reduced. In particular, at this time, of the openings 5a, the opening 5a on the side where the flow control valve 20 is located is further reduced by the wall 45a.
[0047]
Further, in such a lean burn operation region, the flow control valve 20 is closed in a low intake air amount state where the intake air amount is relatively small (L1 region in FIG. 9), while the intake air amount is relatively large. In the high intake air amount state (L2 region in FIG. 9), the switching is performed so as to be opened.
When the flow control valve 20 is closed in the low intake air amount state, the intake air flowing from the upstream side of the independent intake passage 16 flows along the upper surface of the independent intake passage 16 and the intake port 5 by the flow control valve 20. , And circulates on this side. Such an intake air flow is largely curved downward (in a direction in which the top 3a of the piston 3 is located) on the exhaust port 6 side of the opening passage 5b, and the opening of the opening 5a on the side where the exhaust port 6 is located is located. It will flow into the combustion chamber 4 from the part 5a. Further, the intake air is throttled by the flow control valve 20 to increase the flow velocity, whereby a strong tumble flow f1 is generated in the combustion chamber 4 while having a low intake air amount (FIG. 2).
In this state, the wall 45a narrows the opening 5a between the wall 45a and the intake valve 7 in the opening 5a on the side where the flow control valve 20 is located. As a result, the intake air supplied to the combustion chamber 4 is reduced. Accordingly, since the intake air supplied from this portion to the combustion chamber 4 is already generated in the combustion chamber 4 and faces the tumble flow f1, it is possible to prevent the tumble flow f1 from being suppressed. Thus, the strength of the strong tumble flow f1 generated by closing the flow control valve 20 can be maintained for a relatively long time without damping the momentum, and the combustibility during lean burn operation can be improved.
[0048]
In addition, at this time, the natural frequency control valve 21 is fully closed, and the natural frequency of the intake passage from the downstream of the surge tank 19 to the immediately upstream of the combustion chamber 4 is set to a high frequency. As a result, the influence of the intake pulsation acting on the narrowed opening due to the closing of the flow control valve 20 and the influence of the intake pulsation acting on the narrowed opening due to the reduction of the valve lift of the intake valve 7 cause these effects. It is possible to prevent the intake air flow passing through the opening from becoming unstable. Therefore, the generation of the strong tumble flow f1 due to the closing of the flow control valve 20 and the reduction of the valve lift of the wall 45a and the intake valve 7 as described above can be prevented from being hindered by the intake pulsation. It is possible to stably generate the tumble flow f1.
[0049]
Further, even in the low intake air amount state in which the flow control valve 20 is closed as described above, for example, in the extremely low intake air amount state in which the intake air amount is relatively small, the generation of the tumble flow f1 is inhibited. There is. This means that the intake air once throttled by the flow control valve 20 generates an unstable turbulent flow between the flow control valve 20 and the opening 5a, thereby positioning the flow control valve 20 in the opening 5a. It is considered that the increase in the amount of intake air flowing into the combustion chamber 4 from the side causes the intake air to oppose the tumble flow f1 in the combustion chamber 4 and cancel the tumble flow f1.
However, the opening of the opening 5a on the side where the flow control valve 20 is located is narrowed by the wall 45a and the control of the valve lift amount, and flows into the combustion chamber 4 through this portion. Since the amount of intake air is reduced, it is possible to prevent the tumble flow f1 from being suppressed.
[0050]
Naturally, even in the extremely low intake air amount state, the intake pulsation is reduced by fully closing the natural frequency control valve 21, so that it passes through the opening 5 a of the opening 5 a on the side where the exhaust port 6 is located. While stabilizing the intake air passing through the opening 5a where the wall 45a is located near the wall 45a, and stabilizing the intake air that faces the tumble flow f1. It can be surely reduced. As described above, in the low intake air amount state in the lean burn operation region, the strong and stable tumble flow f1 is always generated by closing the flow control valve 20 and controlling the valve lift amount of the wall 45a and the intake valve 7. At this time, the natural frequency control valve 21 is also fully closed, so that the tumble flow f1 can be generated more stably. Therefore, the combustion stability is improved, and the combustion stability limit of lean burn shifts to a leaner state, so that the target air-fuel ratio in the lean burn operation region can be set larger, and both fuel efficiency improvement and NOx reduction can be achieved. Can be achieved.
[0051]
Next, a description will be given of a case where the intake air amount is relatively large and the intake air amount is relatively high (L2 region in FIG. 7) in the lean burn operation state.
At this time, the flow control valve 20 is opened, and the tumble flow f1 is not strengthened by the flow control valve 20, but the pumping loss is reduced by this opening, so that the fuel efficiency is improved. Can be achieved.
In this state, the flow control valve 20 is opened. However, the tumble flow f1 in the combustion chamber 4 can be generated by the outside of the curved portion formed on the exhaust port 6 side of the opening passage 5b. . Further, the opening of the opening 5a on the side where the flow control valve 20 is located is narrowed by the wall portion 45a and the control of the valve lift amount of the intake valve 7, and the combustion passes through this portion. The intake air flowing into the chamber 4 is reduced, and the tumble flow f1 generated in the combustion chamber 4 is not suppressed.
Therefore, even if the flow control valve 20 is opened, the strong tumble flow f1 can be generated and maintained as a result, and the lean burn operation region is expanded to a high intake air amount state where the intake air amount is relatively large. In addition, the lean burn operation can be executed while ensuring high combustion stability, and the effect of reducing the pumping loss is added to this, so that the overall fuel efficiency can be improved.
[0052]
Next, the relationship between the intake system and the intake air flow when the operating state of the engine 1 is at the stoichiometric air-fuel ratio (when the engine speed is higher than Ne1 or higher than the engine load Qa1) will be described. .
When the engine speed is higher than Ne1 or higher than the engine load Qa1, the output of the engine 1 is required to be increased, and it is difficult to cover such an increase in the lean burn operation. Therefore, the fuel injection control unit switches the operation to the operation based on the stoichiometric air-fuel ratio (see FIG. 7). However, in a region where the operating state is close to the full load, the air-fuel ratio is controlled to be richer than the stoichiometric air-fuel ratio, thereby preventing the catalyst from becoming abnormally high temperature.
[0053]
When the engine speed further increases and the engine speed under the low load and the medium load conditions becomes Ne2 or more, the valve lift variable mechanism control unit of the ECU 32 causes the valve lift variable mechanism 12 to switch the intake cam 39 to the high lift cam 39b. By switching, the opening of the opening 5a is enlarged over the entire circumference. At this time, among the openings 5a, the opening 5a on the side where the wall 21a is located is also greatly opened, thereby suppressing the generation of the tumble flow f1. And high engine output can be secured.
Further, a switching line based on an operation state for switching between a lean burn operation area and an operation area based on a stoichiometric air-fuel ratio, and a switching line based on an operation state for switching the intake cam 39 between a low lift cam 39a and a high lift cam 39b. Since they do not match, it is possible to prevent the switching of these operating regions from occurring at the same time, and it is possible to reduce the torque shock.
[0054]
Further, when the engine speed increases and the engine speed becomes Ne3 or more regardless of the load, the natural frequency control valve 21 is opened by the control unit of the natural frequency control valve, and the high-speed passage 17 is used. The intake air amount is increased due to the intake pulsation, so that a higher engine output can be secured.
[0055]
Next, effects of the above embodiment will be described.
In the low intake air amount state in the lean burn operation region, the flow control valve 20 is closed, or a wall portion 45a is provided near the opening 5a of the intake port 5 and the valve lift amount of the intake valve 7 is reduced. The tumble flow generated in the combustion chamber 4 is strengthened. At this time, the natural frequency control valve 21 is opened, and the natural vibration of the intake pipe from the downstream of the surge tank 19 to the immediately upstream of the combustion chamber 4 is increased. Increase the number. Thereby, the intake pulsation generated when the natural frequency of the intake pipe is low causes the small opening between the flow control valve 20 and the inner wall surface of the independent intake passage 16 or the communication between the intake valve and the combustion chamber 4. It is possible to prevent a problem that the intake air passing through the opening of the opening portion 5a of the intake port 5 to be communicated with the intake port 5 is prevented from affecting the stable intake air flow. Therefore, the tumble flow can be stably generated by these openings, and the combustion stability can be improved. Therefore, it is possible to set the air-fuel ratio to be leaner, thereby improving the fuel efficiency and reducing NOx accompanying the leaning. .
[0056]
In the above-described first embodiment, the natural frequency control valve 21 is closed in the lean burn operation region, particularly in the L1 region in which the flow control valve 20 is closed. In the operation region V (including the L1 region and the L2 region) in which the valve 7 is driven by the low lift cam 39a (see FIG. 9), the natural frequency control valve 21 may be opened.
[0057]
(Second embodiment)
In the first embodiment, the case where the intake device according to the invention is applied to the engine 1 performing the lean burn operation has been described. Alternatively, the EGR amount or the EGR rate at a low rotation speed or a low load may be used. The present invention is also applicable to the engine 1 that aims to reduce NOx and pumping loss by increasing the amount. In this case, the overall structure of the engine, the intake device and its peripheral structure, and the basic control of the second embodiment are the same as those of the first embodiment.
In this case, the ECU 32 of the engine 1 can control the opening degree of the EGR valve 31 by an EGR control unit (not shown), and records a control map that divides the operating state similarly to the control map shown in FIG. are doing. The control map is set so as to basically perform the operation at the stoichiometric air-fuel ratio except for the high rotation or high load close to the full load, and performs the increase control of the EGR amount in the L1 region and the L2 region. Is set as follows. Open / close control of the flow control valve 20 by the control unit of the flow control valve, switching control of the valve lift amount by the variable valve lift mechanism control unit, and switching control of the natural frequency control valve 21 by the control unit of the natural frequency control valve are: , Are the same as in the above embodiment.
[0058]
With such a configuration, in the operation range in which the EGR amount is controlled to be increased, the flow control valve 20 is closed or the valve lift between the wall 45a near the opening 5a and the intake valve 7 is reduced in the low intake air amount state. Thereby, the generation of the tumble flow f1 is strengthened, and at this time, the natural frequency control valve 21 is opened to increase the natural frequency of the intake pipe from the downstream of the surge tank 19 to just upstream of the combustion chamber 4. As a result, the intake pulsation generated when the natural frequency of the intake pipe is low is caused by a small opening between the flow control valve 20 and the inner wall surface of the independent intake passage 16 or an intake communication between the intake valve and the combustion chamber 4. By affecting the intake air passing through the opening of the opening 5a of the port 5, it is possible to prevent a problem that stable intake air flow is obstructed. Therefore, the tumble flow f1 can be generated stably, and the combustion stability is improved. Therefore, the EGR can be increased in a large amount, and the NOx reduction and the pumping loss can be further improved. Become.
[0059]
Also in the second embodiment, the natural frequency control valve 21 may be opened in the operation region V1 (including the L1 region and the L2 region) in which the intake valve 7 is driven by the low lift cam 39a (see FIG. 9). good.
[0060]
(Third embodiment)
The intake device according to the present invention is also applicable to the engine 1 in which the ignition timing of the engine 1 is greatly retarded to raise the exhaust gas temperature and promote the activity of the catalyst and the exhaust purification device. In this case, the overall structure of the engine, the intake device and its peripheral structure, and the basic control of the third embodiment are basically the same as those of the first embodiment.
Specifically, the ECU 32 generates a warm-up control map (not shown) used when the engine water temperature is equal to or lower than a predetermined value and a warm-up control map (not shown) used when the engine water temperature is equal to or higher than the predetermined value. Remember. The ignition control unit sets the ignition timing based on the control map and the engine water temperature. With respect to the warm-up control map, the engine load is equal to or less than a predetermined value (for example, Qa1) and the engine speed is predetermined. In a region C1 equal to or less than the value (for example, Ne1), the ignition timing is set to be significantly retarded from the ignition timing in the same operation state in the warming control map. On the other hand, in the other region C2, the ignition timing is set to be the same as the ignition timing in the same operation state in the warm control map.
[0061]
On the other hand, the control unit of the flow control valve 20 closes the flow control valve 20 during the warm-up operation and when the operation state of the engine is in the region of C1 based on the warm-up control map and the engine coolant temperature. The flow control valve 20 is opened during the warm-up operation and when the operating state of the engine is in the region of C2. The control unit of the natural frequency control valve 21 is configured to control the natural frequency control valve 21 based on the warm-up control map and the engine water temperature when the engine is in the warm-up operation and the operating state of the engine is in the region C1. Is fully closed, and the natural frequency control valve 21 is fully opened during the warm-up operation and when the operation state of the engine is in the region of C2.
Further, the valve lift variable mechanism control unit also controls the valve lift amount of the intake valve 7 based on the warm-up control map and the engine coolant temperature when the warm-up operation is being performed and the operation state of the engine is within the region C1. And the valve lift of the intake valve 7 is increased during the warm-up operation and when the operating state of the engine is in the region of C2.
[0062]
With this configuration, in the C1 region where the engine water temperature is low and the intake air amount is small, the flow control valve 20 is closed and the intake port is controlled by the valve lift reduction control of the intake valve 7 as in the first embodiment. By reducing the opening between the intake valve 7 and the wall 45a near the opening 5a, the generation of the tumble flow f1 can be enhanced. At this time, the natural frequency control valve 21 is opened to increase the natural frequency of the intake pipe from downstream of the surge tank 19 to immediately upstream of the combustion chamber 4, thereby increasing the flow control valve 20 and the valve lift reduction control. The tumble flow f1 can be surely strengthened by the and the wall 45a, thereby improving the combustion stability.
Therefore, even in an operation state in which it is difficult to raise the exhaust gas temperature due to a low engine water temperature and a small intake air amount, the combustion stability is enhanced, so that the ignition timing is greatly retarded and the exhaust gas temperature is set. Can be improved.
[0063]
Next, the result of confirming the effect of the third embodiment by an experiment will be described with reference to FIG.
In this experiment, an experiment was performed using a 1500 cc four-cylinder engine having a structure similar to that of the engine 1 of the present embodiment and having an effective compression ratio of about 11.
The horizontal axis in FIG. 10 indicates the ignition timing, the vertical axis indicates the combustion stability (standard deviation of the combustion pressure at a predetermined cycle number), and the predetermined operation in which the engine speed is low and the engine load is low. The experimental result when the natural frequency control valve 21 is fully opened in the state (line A, plot ●) and the experimental result when the natural frequency control valve 21 is fully closed in the same operating state (line B, plot ■) ).
According to this, at the same ignition timing, the combustion stability is improved when the natural frequency control valve 21 is fully opened and the natural frequency of the intake pipe is increased, and the natural frequency control valve 21 is fully opened. It can be seen that, on the more retarded side, the same combustion stability as when the natural frequency control valve 21 is fully closed can be maintained.
[0064]
(Other embodiments)
In the present embodiment, the intake air flowing from the opening and suppressing the tumble flow f1 is reduced by the wall portion 45a formed by the mask portion 45. However, the present invention is not limited to this. By providing a depression or a protrusion on the inner wall of the passage 5b on the side of the flow control valve 20, the intake air flowing from the opening 5a and suppressing the tumble flow f1 may be reduced.
Further, in the first and second embodiments, the operating state of switching between the lean burn region and the non-lean burn region or the operating state of switching between the EGR increase control region and the EGR non-increase control region, and the valve lift amount of the intake valve 7 Are different from the operation amount state in which these are switched, but they may be set to be switched in the same operation state.
The intake flow control valve 20 is not limited to the structure of the present embodiment, and may be, for example, a rotary type valve.
[0065]
Further, in the present embodiment, the natural frequency control valve 21 is provided in the high-speed passage 17, but may be provided in the low-speed passage 18 instead. In this case, the natural frequency of the intake pipe is increased. For this purpose, the natural frequency control valve 21 may be fully closed to supply the intake air through the high-speed passage 18.
As means for changing and controlling the natural frequency, means for changing the substantial volume of the surge tank 19 may be used. That is, a closed intake volume may be provided adjacent to the surge tank 19, a valve may be provided for communicating the volume with the surge tank, and the natural frequency may be increased by controlling this valve.
Further, in the present embodiment, based on the engine 1 that increases the tumble flow f1 by closing the flow control valve 20 and combining the wall portion 45a with the low lift amount control of the intake valve 7 by the variable valve lift mechanism 12. Although the description has been made, the intake device of the present invention may be applied to the engine 1 that increases the tumble flow by any one of these.
Further, in the present embodiment, the exhaust gas recirculation amount is controlled by controlling the EGR valve 31. However, a mechanism for adjusting the valve opening timing of the intake valve 7 to the variable valve lift mechanism 12 instead or in combination with the exhaust gas recirculation amount. To make the overlap period between the opening timing of the intake valve 7 and the opening timing of the exhaust valve 8 variable, and for example, the combustion gas (burned gas) remaining in the combustion chamber 4 like the EGR amount control in the second embodiment. ) The amount may be controlled. Further, instead of controlling the opening timing of the intake valve 7, an opening timing control mechanism for controlling the opening timing of the exhaust valve 8 is provided in the exhaust valve 8. The burned gas amount may be controlled by adjusting the overlap period.
Further, the engine 1 may be a direct injection gasoline engine.
[0066]
【The invention's effect】
As described above, in the present invention, when the tumble flow is generated in the combustion chamber by partially blocking the intake air supplied from the intake passage of the engine into the combustion chamber, the natural frequency control is performed at this time. By controlling the natural frequency of the intake passage to increase by the means, it is possible to stably increase the tumble flow.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall configuration diagram showing an engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic view schematically showing a side cross section when an intake valve 7 is in a low lift state with respect to an intake device of a cylinder head and a peripheral portion thereof.
FIG. 3 is a schematic diagram schematically showing a section taken along line XX of FIG. 2;
FIG. 4 is a schematic view schematically showing a side cross section when the intake valve 7 is in a high lift state with respect to the cylinder head 14 and an intake device in a peripheral portion thereof.
FIG. 5 is a view of the mask section 45 viewed from the combustion chamber 4 side.
FIG. 6 is a schematic diagram illustrating an open state of the intake valve when the intake valve is in a low lift state;
FIG. 7 is a schematic diagram showing an open state of the intake valve when the intake valve is in a high lift state;
FIG. 8 is an explanatory diagram illustrating a valve lift amount of the intake valve 7.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing a control map of the ECU 32.
FIG. 10 is a graph showing experimental results regarding ignition timing and combustion stability.
[Explanation of symbols]
2: cylinder 3: piston 4: combustion chamber 5: intake port 7: intake valve 12: variable valve lift mechanism 13: spark plug 20: flow control valve (valve element)
21: Natural frequency control valve (natural frequency control means)
31: EGR valve (exhaust gas recirculation control means)
45a: Wall portion f1: Tumble flow L1: Low intake air amount region in lean burn region L2: High intake air amount region in lean burn region

Claims (5)

多気筒エンジンの各燃焼室に対して、それぞれ独立して吸気を供給する吸気通路と、
該吸気通路に設けられる弁体と
該弁体を、所定の運転領域で閉成させて、該吸気通路を部分的に遮断することにより、燃焼室内で生成されるタンブル流を増大するタンブル流制御手段とを備えた火花点火式エンジンの吸気装置において、
上記吸気通路の吸気脈動に関する固有振動数を運転状態に応じて変更可能とするとともに、上記タンブル流制御手段によるタンブル流の増大制御が実行されている時は、該固有振動数を増大する固有振動数制御手段を備えたことを特徴とする火花点火式エンジンの吸気装置。An intake passage for independently supplying intake air to each combustion chamber of the multi-cylinder engine,
Tumble flow control that increases a tumble flow generated in a combustion chamber by closing a valve body provided in the intake passage and the valve body in a predetermined operation region and partially blocking the intake passage. Means for the spark-ignition engine, comprising:
The natural frequency relating to the intake pulsation in the intake passage can be changed according to the operating state, and when the tumble flow increasing control is being executed by the tumble flow control means, the natural frequency increasing the natural frequency is increased. An intake device for a spark ignition type engine, comprising a number control means. 多気筒エンジンの各燃焼室に対してそれぞれ独立して吸気を供給するとともに、燃焼室内への吸気の供給がピストンの往復動方向に対して傾斜して行われるよう形成される吸気通路と、
該吸気通路と該燃焼室とを連通する開口部を開閉させる吸気弁とを備え、
上記吸気通路によって、該吸気弁の開成時に上記燃焼室内に吸気を供給することで、該燃焼室内に吸気のタンブル流を生成可能とする火花点火式エンジンの吸気装置において、
上記開口部の内、タンブル流を減衰させる吸気が燃焼室内に流入する該開口部の一部において、タンブル流を減衰させる吸気の燃焼室内への流入を抑制するように、燃焼室側に指向して形成される壁部と、
上記吸気弁の開弁時における弁リフト量を運転状態に応じて可変に制御するとともに、所定の運転領域においては、上記壁部と該吸気弁とにより形成される開口を小さくするように吸気弁の弁リフト量を低減させる弁リフト量制御手段と、
上記吸気通路の吸気脈動に関する固有振動数を運転状態に応じて変更可能とするとともに、上記弁リフト量制御手段により上記吸気弁の弁リフト量が低減されている状態においては、該固有振動数を増大する固有振動数制御手段とを備えたことを特徴とする火花点火式エンジンの吸気装置。An intake passage formed to supply intake air to each combustion chamber of the multi-cylinder engine independently, and to supply intake air to the combustion chamber inclining with respect to a reciprocating direction of the piston;
An intake valve that opens and closes an opening communicating the intake passage and the combustion chamber,
In the intake device for a spark ignition type engine that can generate a tumble flow of intake air in the combustion chamber by supplying intake air into the combustion chamber when the intake valve is opened by the intake passage,
At a part of the opening where the intake air for attenuating the tumble flow flows into the combustion chamber, the intake air is directed toward the combustion chamber so as to suppress the flow of the intake air for attenuating the tumble flow into the combustion chamber. A wall formed by
The valve lift amount at the time of opening the intake valve is variably controlled according to the operation state, and in a predetermined operation region, the intake valve is formed so as to reduce the opening formed by the wall and the intake valve. Valve lift amount control means for reducing the valve lift amount of
The natural frequency of the intake air pulsation in the intake passage can be changed according to the operating state, and in a state where the valve lift amount of the intake valve is reduced by the valve lift amount control means, the natural frequency is reduced. An intake device for a spark ignition type engine, comprising: an increasing natural frequency control means. エンジンの空燃比を制御する空燃比制御手段を備え、
該空燃比制御手段は、吸入空気量が少ない低吸気量状態となる上記所定の運転領域において、空燃比を理論空燃比よりもリーンに設定することを特徴とする請求項１、あるいは請求項２記載の火花点火式エンジンの吸気装置。Air-fuel ratio control means for controlling the air-fuel ratio of the engine,
3. The air-fuel ratio control means sets the air-fuel ratio to be leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the predetermined operating region where the intake air amount is small and the air intake amount is low. An intake device for a spark ignition type engine according to the above. エンジンの燃焼ガスの一部を燃焼室に還流若しくは残留させるとともに、還流若しくは残留された燃焼ガス量を制御する排気還流制御手段を備え、
該排気還流制御手段は、吸入空気量が少ない低吸気量状態となる上記所定の運転領域において、燃焼ガス量を所定値以上に制御することを特徴とする請求項１、あるいは請求項２記載の火花点火式エンジンの吸気装置。Equipped with exhaust gas recirculation control means for recirculating or remaining a part of the combustion gas of the engine in the combustion chamber and controlling the amount of recirculated or remaining combustion gas,
3. The exhaust gas recirculation control means according to claim 1 or 2, wherein the exhaust gas recirculation control means controls the combustion gas amount to a predetermined value or more in the predetermined operation region where the intake air amount is low and the intake air amount is low. Intake device for spark ignition engine. 上記燃焼室内に設けられた点火プラグによる点火時期を制御する点火時期制御手段を備え、
該点火時期制御手段は、上記所定の運転領域において、点火時期を所定時期よりも遅角側に設定することを特徴とする請求項１、あるいは請求項２記載の火花点火式エンジンの吸気装置。Ignition timing control means for controlling the ignition timing of the ignition plug provided in the combustion chamber,
3. The intake device for a spark ignition engine according to claim 1, wherein the ignition timing control means sets the ignition timing to a more retarded side than the predetermined timing in the predetermined operation region.
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2007239582A (en) * 2006-03-08 2007-09-20 Nissan Motor Co Ltd Combustion control device for internal combustion engine
JP2008019843A (en) * 2006-07-14 2008-01-31 Yamaha Motor Co Ltd Engine setting system and server device used for it
CN102200078A (en) * 2010-03-25 2011-09-28 株式会社电装 Air intake apparatus for vehicle
US8127742B2 (en) 2006-05-09 2012-03-06 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Intake control device for internal combustion engine
JP2015169171A (en) * 2014-03-10 2015-09-28 本田技研工業株式会社 Combustion control device of internal combustion engine

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2007239582A (en) * 2006-03-08 2007-09-20 Nissan Motor Co Ltd Combustion control device for internal combustion engine
US8127742B2 (en) 2006-05-09 2012-03-06 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Intake control device for internal combustion engine
JP2008019843A (en) * 2006-07-14 2008-01-31 Yamaha Motor Co Ltd Engine setting system and server device used for it
CN102200078A (en) * 2010-03-25 2011-09-28 株式会社电装 Air intake apparatus for vehicle
JP2015169171A (en) * 2014-03-10 2015-09-28 本田技研工業株式会社 Combustion control device of internal combustion engine

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