JP2007192127A - Internal combustion engine with turbocharger - Google Patents

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Tomoyuki Isotani
知之 磯谷
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To regulate flow of exhaust in a second scroll passage while restricting loss of exhaust energy due to pressure reduction of exhaust. <P>SOLUTION: In a turbocharger 43 installed on the internal combustion engine 11, a scroll chamber 53 around a turbine wheel chamber 52 is parted by a partition wall 56 to a first scroll passage 57 and the second scroll passage 58 in the axial direction of the turbine wheel 45, and exhaust is blown to the turbine wheel 45 from nozzles 61 and 62 on the respective scroll passages 57 and 58. On the internal combustion engine 11, a first exhaust passage 25 to introduce exhaust generated following engine operation to the first scroll passage 56, and a second exhaust passage 26 to the second scroll passage 58 are provided. For regulating only flow of exhaust into the second exhaust passage 26 in accordance with engine operation states, the internal combustion engine 11 has a valve characteristics varying mechanism to vary the valve characteristics of a second exhaust valve 29 between a combustion chamber and the second exhaust passage 26 in accordance with the engine operation states. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、ターボ過給機を備えた内燃機関に関し、より詳しくは、タービンホイール室の周りのスクロール室を、隔壁によりタービンホイールの軸方向に第1スクロール通路及び第2スクロール通路に仕切り、各スクロール通路のノズルから排気をタービンホイールに吹き付けるようにしたターボ過給機を備えるターボ過給機付内燃機関にするものである。   The present invention relates to an internal combustion engine including a turbocharger, and more specifically, a scroll chamber around a turbine wheel chamber is partitioned into a first scroll passage and a second scroll passage in the axial direction of the turbine wheel by a partition wall, The turbocharger-equipped internal combustion engine includes a turbocharger in which exhaust gas is blown from a nozzle of a scroll passage to a turbine wheel.

ターボ過給機の一形式として、機関回転速度等の内燃機関の運転状態に応じてタービンホイール室への排気の流入量を調整可能とした可変容量ターボチャージャが知られている。例えば、特許文献1に記載されたターボ過給機では、タービンホイールを収容するタービンホイール室の周りにスクロール室が設けられている。このスクロール室は、隔壁によりタービンホイールの軸方向に2つのスクロール通路(第1スクロール通路及び第2スクロール通路)に仕切られている。各スクロール通路のタービンホイール室との境界部分は、タービンホイールに排気を吹き付けるためのノズルを構成している。さらに、第2スクロール通路には、内燃機関の運転状態に応じてその第2スクロール通路の入口部を開閉する排気制御バルブが設けられている。   As one type of turbocharger, a variable capacity turbocharger is known in which the amount of exhaust flowing into the turbine wheel chamber can be adjusted in accordance with the operating state of the internal combustion engine such as the engine rotational speed. For example, in the turbocharger described in Patent Document 1, a scroll chamber is provided around a turbine wheel chamber that houses a turbine wheel. The scroll chamber is divided into two scroll passages (a first scroll passage and a second scroll passage) in the axial direction of the turbine wheel by a partition wall. A boundary portion of each scroll passage with the turbine wheel chamber constitutes a nozzle for blowing exhaust to the turbine wheel. Further, the second scroll passage is provided with an exhaust control valve that opens and closes the inlet portion of the second scroll passage according to the operating state of the internal combustion engine.

上記ターボ過給機では、排気の発生量の少ない内燃機関の低回転速度時には、排気制御バルブが閉弁されて第2スクロール通路の入口部が閉鎖される。排気は第1スクロール通路のみに流入し、そのノズルからタービンホイールに吹き付けられる。そのため、少ない量の排気でもタービンホイールを効率よく回転させることが可能となる。また、排気の発生量の多い内燃機関の中・高回転速度時には、排気制御バルブが開弁されて上記入口部が開放される。そのため、排気は第1スクロール通路のみならず第2スクロール通路にも流入して、両スクロール通路のノズルからタービンホイールに吹き付けられ、機関性能の向上が図られる。
特開昭60−166718号公報(図4)
In the turbocharger, the exhaust control valve is closed and the inlet portion of the second scroll passage is closed at a low rotational speed of the internal combustion engine with a small amount of exhaust generation. Exhaust gas flows only into the first scroll passage and is blown from the nozzle to the turbine wheel. Therefore, the turbine wheel can be efficiently rotated even with a small amount of exhaust gas. When the internal combustion engine generates a large amount of exhaust gas, the exhaust control valve is opened and the inlet is opened at medium and high rotational speeds. Therefore, the exhaust gas flows into the second scroll passage as well as the first scroll passage, and is blown from the nozzles of both scroll passages to the turbine wheel, thereby improving the engine performance.
JP-A-60-166718 (FIG. 4)

ところが、上述したターボ過給機では、排気制御バルブが全閉状態及び全開状態となったときには特に問題にならないが、中間開度となったとき、特に全閉状態から若干開弁した状態となったときに、次のような問題が生ずるおそれがある。それは、こうした中間開度では、排気が排気制御バルブを通過するに通路面積が急激に拡大することによる。このように通路面積が急激に拡大すると、排気の流れに剥離が生ずる。これに伴い排気の圧力が低下して排気エネルギの損失が発生し、タービン効率が低下する。   However, in the turbocharger described above, there is no particular problem when the exhaust control valve is in the fully closed state and the fully open state, but when the intermediate opening is reached, the valve is in a state of being slightly opened from the fully closed state. The following problems may occur. This is because at such an intermediate opening, the passage area rapidly increases as the exhaust passes through the exhaust control valve. When the passage area is rapidly expanded in this way, separation occurs in the exhaust flow. Along with this, the exhaust pressure is reduced, loss of exhaust energy is generated, and the turbine efficiency is lowered.

本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、排気の圧力低下による排気エネルギの損失を抑制しつつ、第2スクロール通路を流れる排気の流量を調整することのできるターボ過給機付内燃機関を提供することにある。   The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to adjust the flow rate of the exhaust gas flowing through the second scroll passage while suppressing the loss of exhaust energy due to the pressure drop of the exhaust gas. An object is to provide an internal combustion engine with a turbocharger.

以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
請求項1に記載の発明では、タービンホイール室の周りのスクロール室を、隔壁によりタービンホイールの軸方向に第1スクロール通路及び第2スクロール通路に仕切り、各スクロール通路のノズルから排気をタービンホイールに吹き付けるようにしたターボ過給機を備えるターボ過給機付内燃機関であって、機関運転に伴い燃焼室で発生した排気を前記第1スクロール通路に導く第1排気通路と、同排気を前記第2スクロール通路に導く第2排気通路とを備えるとともに、前記第1排気通路及び前記第2排気通路のうち、前記燃焼室から同第2排気通路へ流入する排気の流量のみを機関運転状態に応じて調整する排気流量調整手段を備えている。
In the following, means for achieving the above object and its effects are described.
According to the first aspect of the present invention, the scroll chamber around the turbine wheel chamber is partitioned into the first scroll passage and the second scroll passage in the axial direction of the turbine wheel by the partition wall, and the exhaust from the nozzle of each scroll passage is sent to the turbine wheel. An internal combustion engine with a turbocharger comprising a turbocharger adapted to blow, wherein a first exhaust passage for guiding exhaust generated in a combustion chamber during engine operation to the first scroll passage, and the exhaust to the first A second exhaust passage leading to the two scroll passages, and only the flow rate of the exhaust gas flowing into the second exhaust passage from the combustion chamber of the first exhaust passage and the second exhaust passage depends on the engine operating state. Exhaust flow rate adjusting means for adjusting is provided.

上記の構成によれば、内燃機関の運転に伴い燃焼室で発生した排気の少なくとも一部は、機関運転状態に拘わらず常に第1排気通路に流入され、この排気は第1スクロール通路へ導かれ、そのノズルからタービンホイールに吹き付けられる。これに対し、第2排気通路へ流入する排気の量は、内燃機関に設けられた排気流量調整手段によって機関運転状態に応じた量に調整される。これに伴い、第2排気通路を通って第2スクロール通路へ導かれ、そのノズルからタービンホイールに吹き付けられる排気の量が変化する。   According to the above configuration, at least a part of the exhaust generated in the combustion chamber due to the operation of the internal combustion engine always flows into the first exhaust passage regardless of the engine operating state, and this exhaust is guided to the first scroll passage. The nozzle is sprayed from the nozzle to the turbine wheel. On the other hand, the amount of exhaust flowing into the second exhaust passage is adjusted to an amount according to the engine operating state by an exhaust flow rate adjusting means provided in the internal combustion engine. Along with this, the amount of exhaust gas that is guided to the second scroll passage through the second exhaust passage and blown from the nozzle to the turbine wheel changes.

このように、内燃機関の排気流量調整手段は第2スクロール通路を流れる排気の流量を調整する機能を発揮する。そのため、特許文献1において用いられたような第2スクロール通路の入口部の開度を調整するための排気制御バルブを用いなくてもすむ。従って、第2スクロール通路を流れる排気の流量を調整するという排気制御バルブと同様の機能を確保しつつ、同排気制御バルブを用いることによる不具合、すなわち、第2スクロール通路の通路面積が急激に拡大し、排気の圧力が低下して排気エネルギの損失が発生してタービン効率が低下する現象を抑制することが可能となる。   Thus, the exhaust gas flow rate adjusting means of the internal combustion engine exhibits a function of adjusting the flow rate of the exhaust gas flowing through the second scroll passage. Therefore, it is not necessary to use an exhaust control valve for adjusting the opening degree of the inlet portion of the second scroll passage as used in Patent Document 1. Accordingly, while ensuring the same function as the exhaust control valve for adjusting the flow rate of the exhaust gas flowing through the second scroll passage, a problem caused by using the exhaust control valve, that is, the passage area of the second scroll passage rapidly increases. As a result, it is possible to suppress a phenomenon in which the exhaust pressure is reduced and the loss of exhaust energy occurs, resulting in a decrease in turbine efficiency.

請求項2に記載の発明では、請求項1に記載の発明において、前記燃焼室での前記第1排気通路の開口部分を開閉する第1排気バルブと、前記第1排気バルブの作用角及び最大リフト量の少なくとも一方を同第1排気バルブのバルブ特性とし、前記第1排気バルブを機関運転状態に拘わらず所定のバルブ特性にて開閉動作させる動弁機構とをさらに備えるとする。   According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, a first exhaust valve that opens and closes an opening portion of the first exhaust passage in the combustion chamber, and a working angle and a maximum of the first exhaust valve. It is assumed that at least one of the lift amounts has a valve characteristic of the first exhaust valve, and further includes a valve mechanism that opens and closes the first exhaust valve with a predetermined valve characteristic regardless of the engine operating state.

上記の構成によれば、内燃機関では、機関運転状態に拘わらず第1排気バルブが動弁機構により所定のバルブ特性(作用角及び最大リフト量の少なくとも一方)にて開閉動作させられる。そして、この第1排気バルブの開弁に伴い、燃焼室で発生した排気が第1排気通路及び第1スクロール通路を流れる。従って、第1スクロール通路のノズルからは、排気が機関運転状態に拘わらずタービンホイールに吹き付けられる。   According to the above configuration, in the internal combustion engine, the first exhaust valve is opened and closed with a predetermined valve characteristic (at least one of the operating angle and the maximum lift amount) by the valve operating mechanism regardless of the engine operating state. As the first exhaust valve is opened, the exhaust generated in the combustion chamber flows through the first exhaust passage and the first scroll passage. Therefore, the exhaust gas is blown from the nozzles of the first scroll passage to the turbine wheel regardless of the engine operating state.

請求項3に記載の発明では、請求項2に記載の発明において、前記排気流量調整手段は、前記燃焼室での前記第2排気通路の開口部分を開閉する第2排気バルブの作用角及び最大リフト量の少なくとも一方を同第2排気バルブのバルブ特性とし、このバルブ特性を機関運転状態に応じて可変とするバルブ特性可変機構を備えるとする。   According to a third aspect of the present invention, in the second aspect of the present invention, the exhaust flow rate adjusting means includes a working angle and a maximum of a second exhaust valve that opens and closes an opening portion of the second exhaust passage in the combustion chamber. It is assumed that at least one of the lift amounts is a valve characteristic of the second exhaust valve, and a valve characteristic variable mechanism is provided that makes this valve characteristic variable according to the engine operating state.

上記の構成によれば、排気流量調整手段を構成するバルブ特性可変機構により、第2排気バルブのバルブ特性(作用角及び最大リフト量の少なくとも一方)が変更されれば、同第2排気バルブの開弁態様が変化し、燃焼室から第2排気通路に流入する排気の量が変化する。例えば、第2排気バルブのバルブ特性が零に調整されれば、第2排気バルブの開閉動作が休止される。第2排気バルブの開弁期間がなくなり、燃焼室から第2排気通路への排気の流入が停止される。そのため、第2スクロール通路のノズルからは排気がタービンホイールに吹き付けられない。   According to the above configuration, if the valve characteristic of the second exhaust valve (at least one of the working angle and the maximum lift amount) is changed by the variable valve characteristic mechanism that constitutes the exhaust flow rate adjusting means, the second exhaust valve The valve opening mode changes, and the amount of exhaust flowing into the second exhaust passage from the combustion chamber changes. For example, when the valve characteristic of the second exhaust valve is adjusted to zero, the opening / closing operation of the second exhaust valve is suspended. The opening period of the second exhaust valve disappears, and the inflow of exhaust gas from the combustion chamber to the second exhaust passage is stopped. Therefore, exhaust is not sprayed from the nozzle of the second scroll passage to the turbine wheel.

また、バルブ特性可変機構により第2排気バルブのバルブ特性が例えば上記零よりも大きくされると、同第2排気バルブが開閉動作する。第2排気バルブの開弁期間が零よりも大きくなり、燃焼室から第2排気通路へ排気が流入される。この流入量は、バルブ特性の増大に伴い第2排気バルブの開弁期間が長くなるに従い多くなる。そして、第2スクロール通路へ導かれる排気の流量、及び同第2スクロール通路のノズルからタービンホイールに吹き付けられる排気の流量が増大する。   Further, when the valve characteristic of the second exhaust valve is made larger than, for example, zero by the valve characteristic variable mechanism, the second exhaust valve opens and closes. The opening period of the second exhaust valve becomes longer than zero, and the exhaust gas flows from the combustion chamber into the second exhaust passage. This inflow amount increases as the valve opening period of the second exhaust valve becomes longer as the valve characteristic increases. And the flow volume of the exhaust_gas | exhaustion guide | induced to the 2nd scroll channel | path, and the flow volume of the exhaust_gas | exhaustion sprayed on the turbine wheel from the nozzle of the said 2nd scroll channel | path increase.

請求項4に記載の発明では、請求項3に記載の発明において、前記バルブ特性可変機構は、排気の発生量の少ない所定の機関運転状態では、前記第2排気バルブの開閉動作を休止させるものであるとする。   According to a fourth aspect of the present invention, in the third aspect of the invention, the variable valve characteristic mechanism pauses the opening / closing operation of the second exhaust valve in a predetermined engine operating state in which the amount of exhaust generated is small. Suppose that

上記の構成によれば、内燃機関が排気の発生量の少ない所定の機関運転状態で運転されると、バルブ特性可変機構によりバルブ特性が零に調整され、第2排気バルブの開閉動作が休止される。燃焼室から第2排気通路への排気の流入が停止され、第2スクロール通路のノズルからタービンホイールへの排気の吹き付けが停止される。この場合には、第1スクロール通路のノズルのみからタービンホイールへ排気が吹き付けられることとなる。従って、少ない量の排気でもタービンホイールを効率よく回転駆動することが可能となる。   According to the above configuration, when the internal combustion engine is operated in a predetermined engine operating state in which the amount of exhaust generated is small, the valve characteristic is adjusted to zero by the variable valve characteristic mechanism, and the opening / closing operation of the second exhaust valve is suspended. The The inflow of exhaust gas from the combustion chamber to the second exhaust passage is stopped, and the blowing of exhaust gas from the nozzles of the second scroll passage to the turbine wheel is stopped. In this case, exhaust is blown to the turbine wheel only from the nozzles of the first scroll passage. Accordingly, the turbine wheel can be efficiently rotated with a small amount of exhaust.

請求項5に記載の発明では、請求項4に記載の発明において、前記バルブ特性可変機構は、前記所定の機関運転状態よりも排気の発生量の多い機関運転状態では、その発生量の増大に従い前記第2排気バルブを大きなバルブ特性にて開閉動作させるものであるとする。   According to a fifth aspect of the present invention, in the invention according to the fourth aspect, the variable valve characteristic mechanism is adapted to increase in an amount of generation in an engine operation state in which an exhaust generation amount is larger than the predetermined engine operation state. It is assumed that the second exhaust valve is opened and closed with a large valve characteristic.

上記の構成によれば、内燃機関が、上記請求項4に記載の発明における所定の機関運転状態よりも排気の発生量の多い機関運転状態で運転されると、バルブ特性可変機構によりバルブ特性が零よりも大きな値に調整される。この調整により第2排気バルブが開閉動作するようになる。第2排気バルブの開弁期間が零よりも大きくなり、燃焼室から第2排気通路へ排気が流入される。この排気は第2スクロール通路へ導かれ、そのノズルからタービンホイールに吹き付けられる。   According to the above configuration, when the internal combustion engine is operated in an engine operation state in which the amount of generated exhaust gas is larger than the predetermined engine operation state in the invention described in claim 4, the valve characteristic is changed by the valve characteristic variable mechanism. It is adjusted to a value larger than zero. This adjustment causes the second exhaust valve to open and close. The opening period of the second exhaust valve becomes longer than zero, and the exhaust gas flows from the combustion chamber into the second exhaust passage. The exhaust gas is guided to the second scroll passage and is blown from the nozzle to the turbine wheel.

さらに、上記機関運転状態のもとでは、排気の発生量の増大に従ってバルブ特性が大きくされる。第2排気バルブの開弁期間が長くなり、燃焼室から第2排気通路へ流入する排気の量、同第2排気通路から第2スクロール通路へ導かれる排気の流量、及び同第2スクロール通路のノズルからタービンホイールに吹き付けられる排気の流量が増大する。従って、より機関運転状態に適した量の排気をタービンホイール室に供給することが可能となる。   Further, under the engine operating condition, the valve characteristics are increased as the amount of exhaust generated increases. The valve opening period of the second exhaust valve becomes longer, the amount of exhaust flowing into the second exhaust passage from the combustion chamber, the flow rate of the exhaust led from the second exhaust passage to the second scroll passage, and the second scroll passage The flow rate of the exhaust gas sprayed from the nozzle to the turbine wheel increases. Accordingly, it is possible to supply an amount of exhaust gas more suitable for the engine operating state to the turbine wheel chamber.

請求項6に記載の発明では、請求項1〜5のいずれか1つに記載の発明において、前記第1スクロール通路のノズルは、タービンホイールの動翼のリーディングエッジ部に対向して設けられ、前記第2スクロール通路のノズルは、前記動翼のシュラウド部に対向して設けられているとする。   In invention of Claim 6, in the invention of any one of Claims 1-5, the nozzle of the first scroll passage is provided to face the leading edge portion of the moving blade of the turbine wheel, The nozzle of the second scroll passage is provided to face the shroud portion of the moving blade.

上記の構成によれば、機関運転状態に応じた排気流量調整手段の流量調整により、第2排気通路への排気の流入が例えば停止されると、第2スクロール通路のノズルから動翼のシュラウド部へは排気が吹き付けられない。この際、第1排気通路へは排気が流入し、第1スクロール通路のノズルから動翼のリーディングエッジ部に排気が吹き付けられる。   According to the above configuration, when the inflow of exhaust gas to the second exhaust passage is stopped, for example, by adjusting the flow rate of the exhaust flow rate adjusting means according to the engine operation state, the shroud portion of the moving blade from the nozzle of the second scroll passage No exhaust is blown to At this time, the exhaust gas flows into the first exhaust passage, and the exhaust gas is blown from the nozzle of the first scroll passage to the leading edge portion of the moving blade.

これに対し、上記機関運転状態に応じた排気流量調整手段の流量調整により、燃焼室から第2排気通路へ排気が流入されると、第2スクロール通路のノズルから動翼のシュラウド部へ排気が吹き付けられる。この際にもまた、第1排気通路へは排気が流入され、第1スクロール通路のノズルから動翼のリーディングエッジ部に排気が吹き付けられる。第2スクロール通路のノズルが加わる分、スクロール通路全体のノズルが大きくなり、より多くの排気がタービンホイールの動翼に吹き付けられることとなる。   On the other hand, when the exhaust gas flows into the second exhaust passage from the combustion chamber by adjusting the flow rate of the exhaust flow rate adjusting means according to the engine operating state, the exhaust gas is discharged from the nozzle of the second scroll passage to the shroud portion of the moving blade. Be sprayed. Also at this time, the exhaust gas flows into the first exhaust passage, and the exhaust is blown from the nozzle of the first scroll passage to the leading edge portion of the moving blade. As the nozzles of the second scroll passage are added, the nozzles of the entire scroll passage become larger, and more exhaust gas is blown to the rotor blades of the turbine wheel.

従って、機関運転状態に応じて上記のように第2排気通路への排気の流入量を調整することで、タービンホイールに吹き付けられる排気の流量を同運転状態に適した量に調整することができる。   Therefore, by adjusting the amount of exhaust flowing into the second exhaust passage as described above according to the engine operating state, the flow rate of the exhaust blown to the turbine wheel can be adjusted to an amount suitable for the same operating state. .

請求項7に記載の発明では、請求項1〜6のいずれか1つに記載の発明において、前記第1スクロール通路及び前記第2スクロール通路におけるノズルの少なくとも一方には、複数のノズルベーンが周方向に並べられた状態で配置されているとする。   According to a seventh aspect of the present invention, in the invention according to any one of the first to sixth aspects, a plurality of nozzle vanes are circumferentially provided in at least one of the nozzles in the first scroll passage and the second scroll passage. It is assumed that they are arranged in a state where they are arranged.

上記の構成によれば、スクロール通路のノズルからタービンホイール室へ向けて排気が導かれる際、上記ノズルベーンにより排気の流速が高められ、しかも方向付けられる。そのため、より多くの排気エネルギを、タービンホイールを介して取り出して、タービン効率のさらなる向上を図ることが可能になる。   According to said structure, when exhaust_gas | exhaustion is guide | induced toward the turbine wheel chamber from the nozzle of a scroll channel | path, the flow velocity of exhaust_gas | exhaustion is raised by the said nozzle vane, and also it directs. Therefore, more exhaust energy can be taken out via the turbine wheel to further improve the turbine efficiency.

以下、本発明を具体化した一実施形態について、図面を参照して説明する。
図1は、車両等に搭載された内燃機関11の上部の平面構造を示し、図2は図1の2−2線に沿った断面を示している。また、図3は、内燃機関11と、その排気系に設けられたターボ過給機43との関係を示している。
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 shows a planar structure of the upper part of the internal combustion engine 11 mounted on a vehicle or the like, and FIG. 2 shows a cross section taken along line 2-2 of FIG. FIG. 3 shows the relationship between the internal combustion engine 11 and the turbocharger 43 provided in the exhaust system thereof.

図1〜図3に示すように、内燃機関11は、列をなして配置された複数の気筒(シリンダ)12を有するシリンダブロック13と、その上に取付けられたシリンダヘッド14とを備えている。各気筒12にはピストン15が往復動可能に収容されている。各ピストン15は、コネクティングロッド(図示略)を介し、出力軸であるクランクシャフト16(図1参照)に連結されている。   As shown in FIGS. 1 to 3, the internal combustion engine 11 includes a cylinder block 13 having a plurality of cylinders (cylinders) 12 arranged in a row, and a cylinder head 14 mounted thereon. . A piston 15 is accommodated in each cylinder 12 so as to be able to reciprocate. Each piston 15 is connected to a crankshaft 16 (see FIG. 1), which is an output shaft, via a connecting rod (not shown).

各気筒12においてピストン15よりも上側の空間は燃焼室17となっている。シリンダヘッド14には、吸気ポート20及び排気ポート21,22が気筒12毎に、気筒配列方向(図1及び図3では左右方向、図2では紙面と直交する方向)に一対ずつ設けられている。気筒12毎の吸気ポート20は、内燃機関11の外部の空気を燃焼室17に導く吸気通路の一部を構成している。気筒12毎の吸・排気ポート20〜22は、シリンダヘッド14の下面において、同気筒12の燃焼室17に面して開口している。   A space above each piston 12 in each cylinder 12 is a combustion chamber 17. The cylinder head 14 is provided with a pair of intake ports 20 and exhaust ports 21 and 22 for each cylinder 12 in the cylinder arrangement direction (the left-right direction in FIGS. 1 and 3 and the direction orthogonal to the paper surface in FIG. 2). . The intake port 20 for each cylinder 12 constitutes a part of an intake passage that guides air outside the internal combustion engine 11 to the combustion chamber 17. The intake / exhaust ports 20 to 22 for each cylinder 12 are opened on the lower surface of the cylinder head 14 so as to face the combustion chamber 17 of the cylinder 12.

ここで、気筒12毎の排気ポート21,22を互いに区別するために、一方(図3の左方)を「第1排気ポート21」といい、他方(図3の右方)を「第2排気ポート22」というものとする。気筒12毎の両排気ポート21,22は互いに独立(離間)した状態で設けられており、それらの排気下流端は、シリンダヘッド14の排気側の側面14Aにおいて互いに離間した状態で開口している。   Here, in order to distinguish the exhaust ports 21 and 22 for each cylinder 12, one (left side in FIG. 3) is referred to as “first exhaust port 21”, and the other (right side in FIG. 3) is referred to as “second”. It is assumed that the exhaust port 22 ". Both exhaust ports 21 and 22 for each cylinder 12 are provided in an independent (separated) state, and their exhaust downstream ends are opened in a separated state on the side surface 14A on the exhaust side of the cylinder head 14. .

上記側面14Aには、気筒12毎の第1排気ポート21から排出された排気を集合させる第1排気マニホルド23と、気筒12毎の第2排気ポート22から排出された排気を集合させる第2排気マニホルド24とがそれぞれ取り付けられている。そして、少なくとも上記第1排気ポート21及び第1排気マニホルド23により第1排気通路25が構成され、少なくとも上記第2排気ポート22及び第2排気マニホルド24により第2排気通路26が構成されている。   On the side surface 14A, a first exhaust manifold 23 that collects exhaust discharged from the first exhaust port 21 for each cylinder 12 and a second exhaust that collects exhaust discharged from the second exhaust port 22 for each cylinder 12 are collected. A manifold 24 is attached to each. A first exhaust passage 25 is constituted by at least the first exhaust port 21 and the first exhaust manifold 23, and a second exhaust passage 26 is constituted by at least the second exhaust port 22 and the second exhaust manifold 24.

シリンダヘッド14には、各吸気ポート20の燃焼室17での開口部分を開閉する吸気バルブ27が気筒12毎に設けられている。また、シリンダヘッド14には、第1排気ポート21の燃焼室17での開口部分を開閉する第1排気バルブ28と、第2排気ポート22の燃焼室17での開口部分を開閉する第2排気バルブ29とが、気筒12毎に設けられている。これら吸・排気バルブ27〜29は、バルブスプリング31によって、吸・排気ポート20〜22を閉鎖する方向(閉弁方向、図2の略上方)へ付勢されている。   The cylinder head 14 is provided with an intake valve 27 for each cylinder 12 that opens and closes an opening portion of each intake port 20 in the combustion chamber 17. The cylinder head 14 includes a first exhaust valve 28 that opens and closes an opening portion of the first exhaust port 21 in the combustion chamber 17, and a second exhaust gas that opens and closes an opening portion of the second exhaust port 22 in the combustion chamber 17. A valve 29 is provided for each cylinder 12. These intake / exhaust valves 27 to 29 are urged by a valve spring 31 in a direction in which the intake / exhaust ports 20 to 22 are closed (valve closing direction, substantially upward in FIG. 2).

シリンダヘッド14には、バルブスプリング31等に抗して、吸・排気ポート20〜22を開放させる方向(開弁方向、図2の略下方)へ吸・排気バルブ27〜29を移動(リフト)させるための動弁機構がそれぞれ設けられている。各動弁機構について説明すると、シリンダヘッド14における吸気バルブ27の略上方には、吸気カム32を有する吸気カムシャフト33が回転可能に支持されている。同様に、シリンダヘッド14における両排気バルブ28,29の略上方には、排気カム34を有する排気カムシャフト35が、同シリンダヘッド14に設けられた支持壁部36(図1参照)において回転可能に支持されている。   The cylinder head 14 moves (lifts) the intake / exhaust valves 27-29 in a direction (opening direction, substantially downward in FIG. 2) to open the intake / exhaust ports 20-22 against the valve spring 31 and the like. Each of the valve operating mechanisms is provided. Explaining each valve operating mechanism, an intake cam shaft 33 having an intake cam 32 is rotatably supported substantially above the intake valve 27 in the cylinder head 14. Similarly, an exhaust camshaft 35 having an exhaust cam 34 is rotatable on a support wall 36 (see FIG. 1) provided on the cylinder head 14 substantially above the exhaust valves 28 and 29 in the cylinder head 14. It is supported by.

吸・排気カムシャフト33,35は、タイミングチェーン37、スプロケット(図示略)等によりクランクシャフト16に駆動連結されている。そして、クランクシャフト16の回転がタイミングチェーン37等を介して吸・排気カムシャフト33,35に伝達される。   The intake / exhaust camshafts 33 and 35 are drivingly connected to the crankshaft 16 by a timing chain 37, a sprocket (not shown), and the like. The rotation of the crankshaft 16 is transmitted to the intake / exhaust camshafts 33 and 35 via the timing chain 37 and the like.

各吸・排気カム32,34と、対応する吸・排気バルブ27〜29の上端部との間には、ローラ38を有するロッカーアーム39が揺動可能に配置されている。さらに、シリンダヘッド14において、吸・排気バルブ27〜29の上端部近傍にはラッシュアジャスタ41が配置されている。ロッカーアーム39には、バルブスプリング31の圧縮反力とラッシュアジャスタ41の押上げ力とが伝達され、これらの伝達によりローラ38が略上方へ付勢されている。この付勢されたローラ38は吸気カム32に対しては直接接触し、排気カム34に対しては後述するバルブ特性可変機構65を介して間接的に接触している。   A rocker arm 39 having a roller 38 is swingably disposed between the intake / exhaust cams 32 and 34 and the upper ends of the corresponding intake / exhaust valves 27 to 29. Further, in the cylinder head 14, a lash adjuster 41 is disposed in the vicinity of the upper end portions of the intake / exhaust valves 27 to 29. The compression reaction force of the valve spring 31 and the push-up force of the lash adjuster 41 are transmitted to the rocker arm 39, and the roller 38 is biased substantially upward by these transmissions. The biased roller 38 is in direct contact with the intake cam 32 and indirectly in contact with the exhaust cam 34 via a valve characteristic variable mechanism 65 described later.

そして、吸・排気カム32,34の回転に伴い、ラッシュアジャスタ41を支点としてロッカーアーム39が下方へ揺動させられると、吸・排気バルブ27〜29が押下げられて、吸・排気ポート20〜22が開放された状態(開弁状態)になる。また、ロッカーアーム39が上方へ揺動させられると、吸・排気バルブ27〜29が押し戻されて、吸・排気ポート20〜22が閉鎖された状態(閉弁状態)になる。   When the rocker arm 39 is swung downward with the lash adjuster 41 as a fulcrum with the rotation of the intake / exhaust cams 32, 34, the intake / exhaust valves 27-29 are pushed down, and the intake / exhaust port 20 -22 are opened (valve open state). When the rocker arm 39 is swung upward, the intake / exhaust valves 27 to 29 are pushed back, and the intake / exhaust ports 20 to 22 are closed (valve closed state).

吸気通路には、吸気ポート20へ向けて燃料を噴射する燃料噴射弁(図示略)が各気筒12に対応して取付けられている。噴射された燃料は、吸気ポート20を通って燃焼室17内に導入される吸入空気と混ざり合って混合気となる。なお、吸気ポート20を介さずに燃料噴射弁から燃料を燃焼室17に直接噴射する構成を採ってもよい。   A fuel injection valve (not shown) that injects fuel toward the intake port 20 is attached to the intake passage corresponding to each cylinder 12. The injected fuel mixes with the intake air introduced into the combustion chamber 17 through the intake port 20 and becomes an air-fuel mixture. A configuration in which fuel is directly injected into the combustion chamber 17 from the fuel injection valve without using the intake port 20 may be adopted.

シリンダヘッド14には、点火プラグ42が各気筒12に対応して取付けられている。そして、前記混合気は点火プラグ42の電気火花によって着火され、燃焼する。このときに生じた高温高圧の燃焼ガスによりピストン15が往復動され、その往復運動がコネクティングロッドを介してクランクシャフト16に伝達される。この伝達によりクランクシャフト16が回転されて、内燃機関11の駆動力(出力トルク)が得られる。燃焼ガスは、排気として、第1排気ポート21を通じて第1排気マニホルド23へ排出されるとともに、第2排気ポート22を通じて第2排気マニホルド24へ排出される。   A spark plug 42 is attached to the cylinder head 14 corresponding to each cylinder 12. The air-fuel mixture is ignited by electric sparks of the spark plug 42 and burned. The piston 15 is reciprocated by the high-temperature and high-pressure combustion gas generated at this time, and the reciprocating motion is transmitted to the crankshaft 16 via the connecting rod. By this transmission, the crankshaft 16 is rotated, and the driving force (output torque) of the internal combustion engine 11 is obtained. The combustion gas is discharged as exhaust to the first exhaust manifold 23 through the first exhaust port 21 and to the second exhaust manifold 24 through the second exhaust port 22.

図3に示すように、内燃機関11に設けられたターボ過給機43は、シャフト44の両端部にそれぞれ一体回転可能に連結されたタービンホイール45及びコンプレッサホイール(図示略)を備えている。ターボ過給機43では、排気のエネルギ(排気エネルギ)によってタービンホイール45が駆動され、その回転がシャフト44を介してコンプレッサホイールに伝達される。この伝達によりコンプレッサホイールが回転し、吸気通路を流れる空気(吸入空気)が圧縮されて圧力(過給圧)が高められ、強制的に燃焼室17に送り込まれる。   As shown in FIG. 3, the turbocharger 43 provided in the internal combustion engine 11 includes a turbine wheel 45 and a compressor wheel (not shown) connected to both ends of a shaft 44 so as to be integrally rotatable. In the turbocharger 43, the turbine wheel 45 is driven by exhaust energy (exhaust energy), and the rotation is transmitted to the compressor wheel via the shaft 44. By this transmission, the compressor wheel rotates, the air (intake air) flowing through the intake passage is compressed, the pressure (supercharging pressure) is increased, and the air is forcibly sent into the combustion chamber 17.

ターボ過給機43は、機能の点では、上記のように排気により回転駆動されるタービンホイール45側(タービン側)と、回転して吸入空気の圧力を高めるコンプレッサホイール側(コンプレッサ側)とに分けられる。本実施形態のターボ過給機43は、このタービン側に特徴を有している。そのため、主としてタービン側の各部について説明して、他の箇所については説明を割愛する。   The turbocharger 43 is functionally divided into a turbine wheel 45 side (turbine side) that is rotationally driven by exhaust as described above, and a compressor wheel side (compressor side) that rotates to increase the pressure of intake air. Divided. The turbocharger 43 of the present embodiment has a feature on the turbine side. For this reason, each part on the turbine side will be mainly described, and description of other parts will be omitted.

タービンホイール45は、図3及び図4に示すように、シャフト44上に設けられたハブ46と、ハブ46の周りに配置された複数の動翼(ブレード)47とを備えている。各動翼47は、タービンホイール45の軸方向、すなわちシャフト44の軸線Lに沿う方向についての中間部分が、同シャフト44の回転方向Rの前方へ膨らむように湾曲形成されている。こうした曲面形状を有する動翼47は一般に反動型と呼ばれており、排気エネルギを受けることにより、その反動で回転する。   As shown in FIGS. 3 and 4, the turbine wheel 45 includes a hub 46 provided on the shaft 44, and a plurality of moving blades (blades) 47 arranged around the hub 46. Each rotor blade 47 is curved so that an intermediate portion in the axial direction of the turbine wheel 45, that is, in the direction along the axis L of the shaft 44 swells forward in the rotational direction R of the shaft 44. The moving blade 47 having such a curved shape is generally called a reaction type, and rotates by the reaction by receiving exhaust energy.

各動翼47の外端縁のうち、上記軸方向について、コンプレッサホイールに近づく側(図4の左側)の部分はリーディングエッジ部48を構成している。また、各動翼47の外端縁のうちコンプレッサホイールから遠ざかる側(図4の右側)の部分はシュラウド部49を構成している。各動翼47においては、軸線Lからリーディングエッジ部48までの距離が、同軸線Lから大部分のシュラウド部49までの距離よりも大きく設定されている。   Of the outer edge of each rotor blade 47, the portion closer to the compressor wheel (left side in FIG. 4) in the axial direction constitutes a leading edge 48. Further, a portion of the outer end edge of each moving blade 47 on the side away from the compressor wheel (the right side in FIG. 4) constitutes a shroud portion 49. In each rotor blade 47, the distance from the axis L to the leading edge portion 48 is set larger than the distance from the coaxial line L to most of the shroud portions 49.

図3に示すように、ターボ過給機43のタービンハウジング51は、タービンホイール室52、スクロール室53及び出口部54を備えている。タービンホイール室52はタービンホイール45を収容するための略円筒状の空間からなり、タービンハウジング51の略中心部分に設けられている。スクロール室53は、タービンホイール室52の周りに渦巻き状に形成されている。スクロール室53のタービンホイール室52との境界部分はノズル55を構成しており、スクロール室53を流れた排気は、このノズル55からタービンホイール室52へ導かれ、タービンホイール45の隣り合う動翼47間に吹き付けられる。出口部54はタービンハウジング51においてタービンホイール室52よりも排気下流側に設けられており、タービンホイール45に吹き付けられた後の排気を排気下流側へ導く。   As shown in FIG. 3, the turbine housing 51 of the turbocharger 43 includes a turbine wheel chamber 52, a scroll chamber 53, and an outlet portion 54. The turbine wheel chamber 52 is formed of a substantially cylindrical space for accommodating the turbine wheel 45 and is provided at a substantially central portion of the turbine housing 51. The scroll chamber 53 is formed in a spiral around the turbine wheel chamber 52. The boundary portion between the scroll chamber 53 and the turbine wheel chamber 52 constitutes a nozzle 55, and the exhaust gas flowing through the scroll chamber 53 is guided from the nozzle 55 to the turbine wheel chamber 52, and the moving blades adjacent to the turbine wheel 45 are arranged. It is sprayed between 47. The outlet 54 is provided in the turbine housing 51 on the exhaust downstream side of the turbine wheel chamber 52 and guides the exhaust after being blown to the turbine wheel 45 to the exhaust downstream side.

スクロール室53の内部空間は、隔壁56によりタービンホイール45の軸方向に2つのスクロール通路に仕切られている。これらのスクロール通路は、隔壁56を挟んでコンプレッサホイール側の第1スクロール通路57と、コンプレッサホイールとは反対側の第2スクロール通路58とからなる。   The internal space of the scroll chamber 53 is partitioned into two scroll passages in the axial direction of the turbine wheel 45 by a partition wall 56. These scroll passages are composed of a first scroll passage 57 on the compressor wheel side across the partition wall 56 and a second scroll passage 58 on the opposite side of the compressor wheel.

第1スクロール通路57は、その上流端において第1排気マニホルド23に接続されている。また、第1スクロール通路57のタービンホイール室52との境界部分は、略円環状の第1ノズル61を構成している。第1ノズル61は、動翼47の上記リーディングエッジ部48に対向する箇所で開口している。また、第2スクロール通路58は、その上流端において上記第2排気マニホルド24に接続されている。第2スクロール通路58のタービンホイール室52との境界部分は略円環状の第2ノズル62を構成している。第2ノズル62は、動翼47の上記シュラウド部49に対向する箇所で開口している。   The first scroll passage 57 is connected to the first exhaust manifold 23 at its upstream end. The boundary portion of the first scroll passage 57 with the turbine wheel chamber 52 constitutes a substantially annular first nozzle 61. The first nozzle 61 opens at a location facing the leading edge portion 48 of the rotor blade 47. The second scroll passage 58 is connected to the second exhaust manifold 24 at the upstream end thereof. A boundary portion between the second scroll passage 58 and the turbine wheel chamber 52 constitutes a substantially annular second nozzle 62. The second nozzle 62 opens at a location facing the shroud portion 49 of the rotor blade 47.

このように、本実施形態では、ノズル55は、隔壁56によって第1ノズル61及び第2ノズル62の2つに仕切られている。表現を変えると、第1ノズル61のコンプレッサホイールから遠ざかる側に隔壁56を挟んで第2ノズル62が並んで配置されている。   As described above, in the present embodiment, the nozzle 55 is divided into the first nozzle 61 and the second nozzle 62 by the partition wall 56. In other words, the second nozzle 62 is arranged side by side with the partition wall 56 on the side away from the compressor wheel of the first nozzle 61.

第1ノズル61及び第2ノズル62の各々には、その全周にわたって複数のノズルベーン63,64が等角度毎に配列された状態で設けられている。図5に示すように、各ノズルベーン63は薄板状をなし、タービンホイール室52の略接線方向に延びるように配置されている。なお、図示はしないが、各ノズルベーン64もまた薄板状をなし、上記ノズルベーン63と同様、タービンホイール室52の略接線方向に延びるように配置されている。   Each of the first nozzle 61 and the second nozzle 62 is provided with a plurality of nozzle vanes 63 and 64 arranged at equal angles over the entire circumference. As shown in FIG. 5, each nozzle vane 63 has a thin plate shape and is disposed so as to extend in a substantially tangential direction of the turbine wheel chamber 52. Although not illustrated, each nozzle vane 64 also has a thin plate shape, and is arranged so as to extend in a substantially tangential direction of the turbine wheel chamber 52, as with the nozzle vane 63.

これらのノズルベーン63,64は、排気を方向付けてタービンホイール室52に導くとともに、タービンホイール45の動翼47に吹き付けられる排気の流速を高めることを目的として設けられている。排気の流速は、隣り合うノズルベーン63,63(又は64,64)の間隙に応じて異なる。間隙が小さいと排気の流速が大となり、同間隙が大きいと排気の流速が小となる。そして、タービンホイール45に吹き付けられる排気の流速の調整により、同タービンホイール45、シャフト44及びコンプレッサホイールの回転速度、ひいては過給圧が調整される。   These nozzle vanes 63 and 64 are provided for the purpose of directing the exhaust and guiding it to the turbine wheel chamber 52 and increasing the flow velocity of the exhaust blown to the rotor blades 47 of the turbine wheel 45. The flow rate of the exhaust gas varies depending on the gap between the adjacent nozzle vanes 63 and 63 (or 64 and 64). If the gap is small, the flow velocity of exhaust becomes large, and if the gap is large, the flow velocity of exhaust becomes small. Then, by adjusting the flow velocity of the exhaust gas blown to the turbine wheel 45, the rotational speeds of the turbine wheel 45, the shaft 44, and the compressor wheel, and thus the supercharging pressure are adjusted.

内燃機関11には、上記ノズル55からタービンホイール室52に導かれる排気の流量を調整すべく、燃焼室17から第2排気通路26へ流入する排気の流量を機関運転状態に応じて調整する排気流量調整手段が設けられている。この排気流量調整手段は、本実施形態では、第2排気バルブ29のバルブ特性を機関運転状態に応じて可変とするバルブ特性可変機構65によって構成されている。ここでのバルブ特性とは、第2排気バルブ29の作用角及び最大リフト量の少なくとも一方をいう。作用角は、図6及び図7に示すように、排気バルブ(第1排気バルブ28、第2排気バルブ29)の開弁時期EVOから閉弁時期EVCまでの開弁期間を角度(クランク角)で表現したものである。また、最大リフト量は、各排気バルブ28,29が開弁時においてバルブシートから最大量移動したときのその移動量である。   The internal combustion engine 11 includes an exhaust gas for adjusting the flow rate of exhaust gas flowing from the combustion chamber 17 into the second exhaust passage 26 in accordance with the engine operating state in order to adjust the flow rate of exhaust gas led from the nozzle 55 to the turbine wheel chamber 52. A flow rate adjusting means is provided. In this embodiment, the exhaust flow rate adjusting means is constituted by a valve characteristic variable mechanism 65 that makes the valve characteristic of the second exhaust valve 29 variable according to the engine operating state. The valve characteristic here means at least one of the operating angle and the maximum lift amount of the second exhaust valve 29. As shown in FIGS. 6 and 7, the operating angle is an angle (crank angle) of a valve opening period from the valve opening timing EVO to the valve closing timing EVC of the exhaust valves (first exhaust valve 28, second exhaust valve 29). It is expressed by. The maximum lift amount is the amount of movement when each exhaust valve 28, 29 is moved the maximum amount from the valve seat when the valve is opened.

本実施形態のバルブ特性可変機構65は、気筒12毎の第1排気バルブ28の作用角及び最大リフト量を一定としつつ(図7参照)、第2排気バルブ29の作用角を連続的に変更する(図6参照)。すなわち、バルブ特性可変機構65は、第2排気バルブ29のバルブ特性を可変とする機能を有するだけでなく、第1排気バルブ28を所定のバルブ特性にて開閉動作させる動弁機構としても機能する。また、本実施形態のバルブ特性可変機構65は、上記作用角に加え第2排気バルブ29の最大リフト量も連続的に変更する。これらの第2排気バルブ29についての作用角及び最大リフト量は、バルブ特性可変機構65によって互いに同期して変化させられ、例えば、作用角が小さくなるほど最大リフト量も小さくなる。作用角が小さくなるに従い、第2排気バルブ29の開弁時期EVOと閉弁時期EVCとが互いに近寄り、開弁期間が短くなり、燃焼室17から第2排気ポート22及び第2排気マニホルド24へ排出される排気の量が少なくなる。バルブ特性可変機構65によって実現し得る第2排気バルブ29の作用角(最大リフト量)の最小値は零である。この状態では第2排気バルブ29が開弁せず、従って燃焼室17から第2排気ポート22及び第2排気マニホルド24へ排出される排気は零となる。   The valve characteristic variable mechanism 65 of the present embodiment continuously changes the operating angle of the second exhaust valve 29 while keeping the operating angle and the maximum lift amount of the first exhaust valve 28 for each cylinder 12 constant (see FIG. 7). (See FIG. 6). That is, the variable valve characteristic mechanism 65 not only has a function of changing the valve characteristic of the second exhaust valve 29 but also functions as a valve mechanism that opens and closes the first exhaust valve 28 with a predetermined valve characteristic. . Further, the variable valve characteristic mechanism 65 of the present embodiment continuously changes the maximum lift amount of the second exhaust valve 29 in addition to the operating angle. The operating angle and the maximum lift amount for these second exhaust valves 29 are changed in synchronization with each other by the valve characteristic variable mechanism 65. For example, the maximum lift amount decreases as the operating angle decreases. As the operating angle becomes smaller, the valve opening timing EVO and the valve closing timing EVC of the second exhaust valve 29 approach each other, the valve opening period becomes shorter, and from the combustion chamber 17 to the second exhaust port 22 and the second exhaust manifold 24. The amount of exhausted air is reduced. The minimum value of the operating angle (maximum lift amount) of the second exhaust valve 29 that can be realized by the variable valve characteristic mechanism 65 is zero. In this state, the second exhaust valve 29 does not open, and therefore the exhaust discharged from the combustion chamber 17 to the second exhaust port 22 and the second exhaust manifold 24 becomes zero.

これに対し、吸気バルブ27の動弁機構については、上述したバルブ特性可変機構65に相当するものは設けられていない。そのため、吸気バルブ27は、常に上記第1排気バルブ28と同様、所定のバルブ特性(作用角及び最大リフト量)にて開弁動作する。   On the other hand, the valve operating mechanism of the intake valve 27 is not provided corresponding to the valve characteristic variable mechanism 65 described above. Therefore, the intake valve 27 always opens with predetermined valve characteristics (working angle and maximum lift amount), as with the first exhaust valve 28.

図1に示すように、バルブ特性可変機構65は、気筒12毎の仲介駆動機構66を備えるほか、すべての仲介駆動機構66にそれぞれ共通のロッカーシャフト67、コントロールシャフト68及びアクチュエータ69を備えている。   As shown in FIG. 1, the variable valve characteristic mechanism 65 includes a mediation drive mechanism 66 for each cylinder 12, and also includes a rocker shaft 67, a control shaft 68, and an actuator 69 that are common to all the mediation drive mechanisms 66. .

ロッカーシャフト67は気筒配列方向へ延び、前述した支持壁部36に固定されている。そのため、ロッカーシャフト67は気筒配列方向への移動が不能であり、しかも回転不能である。なお、この気筒配列方向について、区別する必要のある場合には矢印X方向又は矢印Y方向というものとする。矢印X方向は、前述したタイミングチェーン37に近づく方向であり、排気カム34の作用角を小さくする方向である。また、矢印Y方向はタイミングチェーン37から遠ざかる方向であり、上記作用角を大きくする方向である。   The rocker shaft 67 extends in the cylinder arrangement direction and is fixed to the support wall portion 36 described above. For this reason, the rocker shaft 67 cannot move in the cylinder arrangement direction and cannot rotate. When it is necessary to distinguish the cylinder arrangement direction, it is referred to as an arrow X direction or an arrow Y direction. The arrow X direction is a direction approaching the timing chain 37 described above, and is a direction in which the operating angle of the exhaust cam 34 is reduced. An arrow Y direction is a direction away from the timing chain 37, and is a direction in which the operating angle is increased.

アクチュエータ69は電動モータと、この電動モータの回転を直線運動に変換してコントロールシャフト68に伝達する変換機構とを備えている。そして、この直線運動の伝達により、コントロールシャフト68が気筒配列方向へ往復駆動される。   The actuator 69 includes an electric motor and a conversion mechanism that converts the rotation of the electric motor into a linear motion and transmits the linear motion to the control shaft 68. The control shaft 68 is driven to reciprocate in the cylinder arrangement direction by transmission of this linear motion.

気筒12毎の各仲介駆動機構66は互いに同一構成を採っており、図8〜図11に示すように、入力アーム71と、その入力アーム71の気筒配列方向についての両側に配置された一対の出力アーム72,73とを備えている。入力アーム71は、排気カムシャフト35の回転が伝達(入力)されて作動する部材であり、両端を開放した略円筒状をなしている。一方(タイミングチェーン37側、図8〜図11では左側)の出力アーム72は、ロッカーアーム39を介して第1排気バルブ28を開閉駆動するための部材であり、また、他方(タイミングチェーン37とは反対側、図8〜図11では右側)の出力アーム73は、ロッカーアーム39を介して第2排気バルブ29を開閉駆動するための部材である。入力アーム71はその開放端において、各出力アーム72,73の対向する開放端に連結されている。仲介駆動機構66毎の入力アーム71及び両出力アーム72,73は支持壁部36,36間に配置されており、気筒配列方向への変位が両支持壁部36,36等によって規制されている(図10参照)。   Each intermediate drive mechanism 66 for each cylinder 12 has the same configuration, and as shown in FIGS. 8 to 11, as shown in FIGS. 8 to 11, a pair of input arms 71 and a pair of input arms 71 arranged on both sides in the cylinder arrangement direction. Output arms 72 and 73. The input arm 71 is a member that operates by transmitting (inputting) the rotation of the exhaust camshaft 35, and has a substantially cylindrical shape with both ends open. The output arm 72 on one side (timing chain 37 side, left side in FIGS. 8 to 11) is a member for opening and closing the first exhaust valve 28 via the rocker arm 39, and the other (timing chain 37 and The output arm 73 on the opposite side (right side in FIGS. 8 to 11) is a member for opening and closing the second exhaust valve 29 via the rocker arm 39. The input arm 71 is connected at its open end to the open ends of the output arms 72 and 73 facing each other. The input arm 71 and the output arms 72 and 73 for each intermediate drive mechanism 66 are disposed between the support wall portions 36 and 36, and displacement in the cylinder arrangement direction is restricted by the support wall portions 36 and 36 and the like. (See FIG. 10).

入力アーム71の外周面から突出する一対の支持片74,74間には、ローラ75が軸支されている。一方、各出力アーム72,73の外周面には、凹状に湾曲するカム面76Aを有するノーズ76が突設されている。   A roller 75 is pivotally supported between a pair of support pieces 74 protruding from the outer peripheral surface of the input arm 71. On the other hand, a nose 76 having a cam surface 76A that is curved in a concave shape projects from the outer peripheral surface of each output arm 72, 73.

ロッカーシャフト67と入・出力アーム71〜73との間には、動力伝達用のスライダギヤ77が配置されている。スライダギヤ77は、ロッカーシャフト67上に回動可能かつ気筒配列方向への変位可能に支持されている。ロッカーシャフト67の外側のスライダギヤ77を同ロッカーシャフト67内のコントロールシャフト68に動力伝達可能に連結するために、同スライダギヤ77の内壁には、周方向に延びる周溝78が形成されている。また、ロッカーシャフト67において、隣り合う支持壁部36,36によって挟まれた箇所には、気筒配列方向へ延びる長孔79が形成されている。これらの周溝78及び長孔79の交わる箇所には係止ピン81が配置され、その内端部(図10の下端部)がコントロールシャフト68に圧入され、外端部(図10の上端部)が周溝78内に係合されている。   A power transmission slider gear 77 is disposed between the rocker shaft 67 and the input / output arms 71 to 73. The slider gear 77 is supported on the rocker shaft 67 so as to be rotatable and displaceable in the cylinder arrangement direction. In order to connect the slider gear 77 outside the rocker shaft 67 to the control shaft 68 in the rocker shaft 67 so that power can be transmitted, a circumferential groove 78 extending in the circumferential direction is formed on the inner wall of the slider gear 77. Further, in the rocker shaft 67, a long hole 79 extending in the cylinder arrangement direction is formed at a location sandwiched between the adjacent support wall portions 36, 36. A locking pin 81 is disposed at a location where the circumferential groove 78 and the long hole 79 intersect, and an inner end portion (lower end portion in FIG. 10) is press-fitted into the control shaft 68, and an outer end portion (upper end portion in FIG. 10). ) Is engaged in the circumferential groove 78.

従って、前述したようにロッカーシャフト67がシリンダヘッド14(支持壁部36)に固定されているが、コントロールシャフト68の気筒配列方向への移動に伴い、係止ピン81がロッカーシャフト67の長孔79内を移動することで、係止ピン81を介してスライダギヤ77を気筒配列方向へ変位させることが可能である。さらに、スライダギヤ77自体は、周方向へ延びる周溝78にて係止ピン81の外端部に係合されていることから、その係止ピン81にて気筒配列方向の位置は決定されるが、軸周りについては回動可能である。   Therefore, as described above, the rocker shaft 67 is fixed to the cylinder head 14 (support wall portion 36). However, as the control shaft 68 moves in the cylinder arrangement direction, the locking pin 81 is a long hole in the rocker shaft 67. By moving in 79, the slider gear 77 can be displaced in the cylinder arrangement direction via the locking pin 81. Further, since the slider gear 77 itself is engaged with the outer end portion of the locking pin 81 by the circumferential groove 78 extending in the circumferential direction, the position in the cylinder arrangement direction is determined by the locking pin 81. Rotation about the axis is possible.

入力アーム71及びスライダギヤ77間で動力を伝達するために、入力アーム71の内周面には、出力アーム72側ほど時計回り方向へねじれたヘリカルスプライン71Aが形成されている。これに対応して図9に示すように、スライダギヤ77の外周面の気筒配列方向における中間部分には、同方向へねじれたヘリカルスプライン77Aが形成され、これが上記ヘリカルスプライン71Aに噛合されている。   In order to transmit power between the input arm 71 and the slider gear 77, a helical spline 71A is formed on the inner peripheral surface of the input arm 71. The helical spline 71A is twisted clockwise toward the output arm 72 side. Correspondingly, as shown in FIG. 9, a helical spline 77A twisted in the same direction is formed in an intermediate portion of the outer peripheral surface of the slider gear 77 in the cylinder arrangement direction, and meshed with the helical spline 71A.

また、出力アーム72及びスライダギヤ77間で動力を伝達するために、同出力アーム72の内周面には、コントロールシャフト68に平行にスプライン72Bが形成されている。これに対応して、スライダギヤ77の外周面の気筒配列方向における一方の端部にはコントロールシャフト68に平行にスプライン77Bが形成されており、これが上記スプライン72Bに噛合されている。   Further, in order to transmit power between the output arm 72 and the slider gear 77, a spline 72 </ b> B is formed on the inner peripheral surface of the output arm 72 in parallel with the control shaft 68. Correspondingly, a spline 77B is formed in parallel with the control shaft 68 at one end of the outer peripheral surface of the slider gear 77 in the cylinder arrangement direction, and meshes with the spline 72B.

さらに、他方の出力アーム73及びスライダギヤ77間で動力を伝達するために、同出力アーム73の内周面には、前記入力アーム71のヘリカルスプライン71Aとは逆方向、すなわち入力アーム71から出力アーム72側へ離れるほど反時計回り方向へねじれたヘリカルスプライン73Cが形成されている。これに対応して、スライダギヤ77の外周面の気筒配列方向における他方の端部には同方向へねじれたヘリカルスプライン77Cが形成され、これが上記ヘリカルスプライン73Cに噛合されている。   Further, in order to transmit power between the other output arm 73 and the slider gear 77, the inner peripheral surface of the output arm 73 is opposite to the helical spline 71A of the input arm 71, that is, from the input arm 71 to the output arm. A helical spline 73 </ b> C that is twisted in the counterclockwise direction as the distance to the side 72 is increased is formed. Correspondingly, a helical spline 77C twisted in the same direction is formed at the other end of the outer peripheral surface of the slider gear 77 in the cylinder arrangement direction, and meshed with the helical spline 73C.

このように、ヘリカルスプライン71A,77Aと、ヘリカルスプライン73C,77Cとは逆方向へねじれている。そのため、コントロールシャフト68の気筒配列方向の移動に連動してスライダギヤ77が同方向へ変位しながら回転することにより、入力アーム71と出力アーム73とに対し互いに逆方向のねじり力が付与され、両アーム71,73の回動方向についての相対位相差が変化する。また、前記ヘリカルスプライン(71A,73C),(77A,77C)のねじれ方向の設定により、入・出力アーム71,73の相対位相差は、スライダギヤ77が矢印X方向(作用角を小さくする方向)へ変位するに従い小さくなる。   Thus, the helical splines 71A and 77A and the helical splines 73C and 77C are twisted in the opposite directions. Therefore, when the slider gear 77 rotates while displacing in the same direction in conjunction with the movement of the control shaft 68 in the cylinder arrangement direction, torsional forces in opposite directions are applied to the input arm 71 and the output arm 73. The relative phase difference in the rotation direction of the arms 71 and 73 changes. Further, by setting the helical direction of the helical splines (71A, 73C), (77A, 77C), the relative phase difference between the input / output arms 71, 73 causes the slider gear 77 to move in the direction indicated by the arrow X (the direction in which the working angle is reduced). It becomes smaller as it is displaced to.

これに対し、出力アーム72とスライダギヤ77とはスプライン72B,77Bにおいて噛合されている。そのため、コントロールシャフト68の気筒配列方向の移動に連動してスライダギヤ77が同方向へ変位しながら回転しても、入力アーム71と出力アーム72とに対しては上述したようなねじり力は付与されない。従って、入・出力アーム71,72の回動方向についての相対位相差は上記コントロールシャフト68の移動に拘わらず変化しない。   On the other hand, the output arm 72 and the slider gear 77 are meshed with each other at the splines 72B and 77B. Therefore, even if the slider gear 77 rotates while being displaced in the same direction in conjunction with the movement of the control shaft 68 in the cylinder arrangement direction, the torsional force as described above is not applied to the input arm 71 and the output arm 72. . Therefore, the relative phase difference in the rotation direction of the input / output arms 71 and 72 does not change regardless of the movement of the control shaft 68.

図12(A)に示すように、各仲介駆動機構66のローラ75は上記排気カム34に接触しており、排気カムシャフト35の回転に伴い排気カム34による略下向きの力がローラ75に加えられる。   As shown in FIG. 12A, the roller 75 of each intermediary drive mechanism 66 is in contact with the exhaust cam 34, and a substantially downward force from the exhaust cam 34 is applied to the roller 75 as the exhaust cam shaft 35 rotates. It is done.

一方、上述したロッカーアーム39のローラ38は、出力アーム72,73の下方に位置している(図11参照)。そして、ロッカーアーム39は、その一方(図12(A)の左方)の端部において各排気バルブ28,29の上端部に接触し、他方(図12(A)の右方)の端部においてラッシュアジャスタ41に接触している。これらの接触により、バルブスプリング31の圧縮反力が排気バルブ28,29を介してロッカーアーム39の一方の端部に伝達されるとともに、ラッシュアジャスタ41の押上げ力がロッカーアーム39の他方の端部に伝達される。両伝達によりロッカーアーム39が押上げられ、ローラ38が出力アーム72,73のベース円部分又はノーズ76に接触している。   On the other hand, the roller 38 of the rocker arm 39 described above is positioned below the output arms 72 and 73 (see FIG. 11). The rocker arm 39 is in contact with the upper ends of the exhaust valves 28 and 29 at one end (left side in FIG. 12A) and the other end (right side in FIG. 12A). In contact with the lash adjuster 41. By these contacts, the compression reaction force of the valve spring 31 is transmitted to one end portion of the rocker arm 39 via the exhaust valves 28 and 29, and the push-up force of the lash adjuster 41 is transmitted to the other end of the rocker arm 39. Transmitted to the department. The rocker arm 39 is pushed up by both transmissions, and the roller 38 is in contact with the base circular portion or the nose 76 of the output arms 72 and 73.

なお、図12(A)中の83は、入力アーム71の外周面に設けられた突片である。また、同図中の84は、上記突片83を通じて、排気カム34の押下げによる入力アーム71の揺動方向とは逆方向(図12(A)の時計回り方向)へ同入力アーム71を付勢するロストモーションスプリングである。ロストモーションスプリング84は、ローラ38が出力アーム72,73のベース円部分に接触して、バルブスプリング31の圧縮反力等による回転付勢力(支持片74を図12(A)の時計回り方向へ回転させようとする力)が非常に小さくなった場合にも、ローラ75を排気カム34に確実に押し付ける。   Note that reference numeral 83 in FIG. 12A denotes a projecting piece provided on the outer peripheral surface of the input arm 71. Further, 84 in the figure passes the input arm 71 through the protruding piece 83 in the direction opposite to the swinging direction of the input arm 71 by pushing down the exhaust cam 34 (clockwise direction in FIG. 12A). It is a lost motion spring that is energized. In the lost motion spring 84, the roller 38 comes into contact with the base circular portions of the output arms 72 and 73, and the rotational biasing force (the support piece 74 in the clockwise direction in FIG. The roller 75 is reliably pressed against the exhaust cam 34 even when the force to be rotated is very small.

従って、上記の構成を有する内燃機関11では、図2において吸気カムシャフト33が回転すると、その回転が対応するロッカーアーム39を介して吸気バルブ27に伝達される。この伝達により、吸気バルブ27がバルブスプリング31に抗して押下げられて開弁する。   Therefore, in the internal combustion engine 11 having the above-described configuration, when the intake camshaft 33 rotates in FIG. 2, the rotation is transmitted to the intake valve 27 via the corresponding rocker arm 39. By this transmission, the intake valve 27 is pushed down against the valve spring 31 to open.

また、排気カムシャフト35が回転すると、その回転がバルブ特性可変機構65を通じて気筒12毎の各排気バルブ28,29に伝達される。この際、バルブ特性可変機構65では、アクチュエータ69によってコントロールシャフト68が駆動されなければ、排気カムシャフト35の排気カム34の回転に伴い入力アーム71が、コントロールシャフト68を支点として揺動する。この揺動はスライダギヤ77を介して出力アーム72,73に伝達される。この伝達に応じて揺動する出力アーム72,73によって、対応するロッカーアーム39が揺動させられ、各排気バルブ28,29がバルブスプリング31に抗して押下げられて開弁する。   Further, when the exhaust camshaft 35 rotates, the rotation is transmitted to the exhaust valves 28 and 29 for each cylinder 12 through the valve characteristic variable mechanism 65. At this time, in the variable valve characteristic mechanism 65, if the control shaft 68 is not driven by the actuator 69, the input arm 71 swings around the control shaft 68 as a fulcrum as the exhaust cam 34 of the exhaust cam shaft 35 rotates. This swing is transmitted to the output arms 72 and 73 via the slider gear 77. The corresponding rocker arms 39 are swung by the output arms 72 and 73 that swing in response to this transmission, and the exhaust valves 28 and 29 are pushed down against the valve springs 31 to open.

例えば、図12(A),(B)は、アクチュエータ69によってコントロールシャフト68を図1の矢印Y方向へ最大量移動させ、スライダギヤ77を可動範囲における矢印Y方向の端に位置させたときの仲介駆動機構66の状態を示している。このときには、入力アーム71と各出力アーム72,73との相対位相差が最大となり、第2排気バルブ29の作用角が最大となっている。   For example, FIGS. 12A and 12B show the mediation when the actuator 69 moves the control shaft 68 in the arrow Y direction in FIG. 1 by the maximum amount and the slider gear 77 is positioned at the end of the movable range in the arrow Y direction. The state of the drive mechanism 66 is shown. At this time, the relative phase difference between the input arm 71 and the output arms 72 and 73 is maximized, and the operating angle of the second exhaust valve 29 is maximized.

特に、図12(A)は、排気カム34がそのベース円部34Aにおいて、仲介駆動機構66のローラ75に接触した状態を示している。この状態では、両出力アーム72,73においてノーズ76に近い部分がロッカーアーム39のローラ38に接触している。このため、両排気バルブ28,29は閉弁状態(リフト量が「0」)となる。   In particular, FIG. 12A shows a state in which the exhaust cam 34 is in contact with the roller 75 of the mediation drive mechanism 66 at the base circle 34A. In this state, the portions close to the nose 76 in both the output arms 72 and 73 are in contact with the roller 38 of the rocker arm 39. For this reason, both the exhaust valves 28 and 29 are closed (the lift amount is “0”).

排気カムシャフト35が矢印で示す方向へ回転すると、仲介駆動機構66では、排気カム34のノーズ34Bによってローラ75が押下げられて、入力アーム71が下方へ揺動する。この揺動がスライダギヤ77を介して各出力アーム72,73に伝達される。同出力アーム72,73が下方へ揺動し、ノーズ76のカム面76Aが直ちにロッカーアーム39のローラ38に接触して、図12(B)に示すように、カム面76Aの略全範囲を使用してローラ38を押下げる。この押下げにより、ロッカーアーム39がラッシュアジャスタ41を支点として下方へ揺動し、各排気バルブ28,29を大きく押下げて開弁させる。各排気バルブ28,29は最大リフト量にて開弁し、燃焼室17から第2排気ポート22へ排出される排気の量が最大となる。   When the exhaust camshaft 35 rotates in the direction indicated by the arrow, in the intermediate drive mechanism 66, the roller 75 is pushed down by the nose 34B of the exhaust cam 34, and the input arm 71 swings downward. This swing is transmitted to the output arms 72 and 73 via the slider gear 77. The output arms 72 and 73 swing downward, the cam surface 76A of the nose 76 immediately contacts the roller 38 of the rocker arm 39, and as shown in FIG. Use to push down the roller 38. By this depression, the rocker arm 39 swings downward with the lash adjuster 41 as a fulcrum, and the exhaust valves 28 and 29 are largely depressed to open. The exhaust valves 28 and 29 are opened at the maximum lift amount, and the amount of exhaust discharged from the combustion chamber 17 to the second exhaust port 22 is maximized.

バルブ特性の変更に際し、アクチュエータ69によってコントロールシャフト68を図1の矢印X方向へ移動させると、その動きがロッカーシャフト67の外のスライダギヤ77に伝達されて、同スライダギヤ77が回転しながら同方向へ変位する。スライダギヤ77の回転により入力アーム71及び出力アーム73に対し互いに逆方向のねじり力が付与され、図13(A)及び図13(B)に示すように、入力アーム71及び出力アーム73の相対位相差が変化する。この相対位相差は、スライダギヤ77の矢印X方向への変位量が大きくなるほど小さくなる。   When changing the valve characteristics, the actuator 69 moves the control shaft 68 in the direction indicated by the arrow X in FIG. 1, and the movement is transmitted to the slider gear 77 outside the rocker shaft 67. Displace. The rotation of the slider gear 77 applies torsional forces in opposite directions to the input arm 71 and the output arm 73, and the relative positions of the input arm 71 and the output arm 73 as shown in FIGS. 13 (A) and 13 (B). The phase difference changes. This relative phase difference decreases as the displacement amount of the slider gear 77 in the arrow X direction increases.

図13(A)に示すように排気カム34のベース円部34Aが、仲介駆動機構66のローラ75に接触するときに、出力アーム73についてロッカーアーム39のローラ38との接触箇所がノーズ76から遠ざかる。このため、出力アーム72,73が揺動しても、しばらくはロッカーアーム39のローラ38はノーズ76のカム面76Aに接触することなく出力アーム73に接触し続ける。   As shown in FIG. 13A, when the base circular portion 34A of the exhaust cam 34 comes into contact with the roller 75 of the mediation drive mechanism 66, the contact point of the output arm 73 with the roller 38 of the rocker arm 39 starts from the nose 76. Move away. For this reason, even if the output arms 72 and 73 swing, the roller 38 of the rocker arm 39 continues to contact the output arm 73 without contacting the cam surface 76A of the nose 76 for a while.

その後、図13(B)に示すようにカム面76Aがローラ38を押下げて、ラッシュアジャスタ41を支点としてロッカーアーム39を下方へ揺動させるが、ローラ38が当初、ノーズ76から離れている分、カム面76Aの使用範囲が少なくなる。その結果、ロッカーアーム39の揺動角度が小さくなり、作用角が小さくなる。こうして、第2排気バルブ29は最大時よりも小さな作用角にて第2排気ポート22を開放状態にする。第2排気バルブ29の開弁に伴い燃焼室17から第2排気ポート22へ排出される排気の量は、スライダギヤ77の矢印X方向への変位量に応じて少なくなる。   Thereafter, as shown in FIG. 13B, the cam surface 76A pushes down the roller 38 and swings the rocker arm 39 downward with the lash adjuster 41 as a fulcrum, but the roller 38 is initially separated from the nose 76. Therefore, the use range of the cam surface 76A is reduced. As a result, the rocking angle of the rocker arm 39 becomes small and the working angle becomes small. Thus, the second exhaust valve 29 opens the second exhaust port 22 at a working angle smaller than that at the maximum. As the second exhaust valve 29 opens, the amount of exhaust discharged from the combustion chamber 17 to the second exhaust port 22 decreases according to the amount of displacement of the slider gear 77 in the arrow X direction.

アクチュエータ69によってコントロールシャフト68を図1の矢印X方向へ最大量移動させて、スライダギヤ77を可動範囲における矢印X方向の端に位置させると、図14(A)及び図14(B)に示すように、入力アーム71と出力アーム73との相対位相差が最小となる。出力アーム73の揺動の全期間、ロッカーアーム39のローラ38はノーズ76のカム面76Aに接触することなくベース円部分に接触した状態を継続する。すなわち、図14(B)に示すように、排気カム34のノーズ34Bが入力アーム71のローラ75を最大に押し下げても、カム面76Aはロッカーアーム39のローラ38を押し下げるために使用されることはない。ロッカーアーム39は揺動することがなくなり、同ロッカーアーム39による第2排気バルブ29の押し下げ量、すなわちリフト量は零となる。こうして第2排気バルブ29は第2排気ポート22の閉鎖状態を維持する。   When the control shaft 68 is moved by the actuator 69 in the direction of the arrow X in FIG. 1 and the slider gear 77 is positioned at the end of the movable range in the direction of the arrow X, as shown in FIGS. 14 (A) and 14 (B). In addition, the relative phase difference between the input arm 71 and the output arm 73 is minimized. During the entire swinging of the output arm 73, the roller 38 of the rocker arm 39 continues to be in contact with the base circle without contacting the cam surface 76A of the nose 76. That is, as shown in FIG. 14B, even if the nose 34B of the exhaust cam 34 pushes down the roller 75 of the input arm 71 to the maximum, the cam surface 76A is used to push down the roller 38 of the rocker arm 39. There is no. The rocker arm 39 does not swing, and the amount by which the second exhaust valve 29 is pushed down by the rocker arm 39, that is, the lift amount becomes zero. Thus, the second exhaust valve 29 maintains the closed state of the second exhaust port 22.

このように、アクチュエータ69によってコントロールシャフト68を通じてスライダギヤ77の位置を調整することにより、上述した図6に示すように、第2排気バルブ29の作用角及び最大リフト量を連続的に調整することが可能である。   As described above, by adjusting the position of the slider gear 77 through the control shaft 68 by the actuator 69, the operating angle and the maximum lift amount of the second exhaust valve 29 can be continuously adjusted as shown in FIG. Is possible.

なお、上記のようにスライダギヤ77の位置を調整しても入力アーム71と出力アーム73との相対位相差は変わらない。従って、スライダギヤ77の位置に拘わらず第1排気バルブ28は常に図7に示す所定のバルブ特性にて開閉動作する。   Even if the position of the slider gear 77 is adjusted as described above, the relative phase difference between the input arm 71 and the output arm 73 does not change. Therefore, regardless of the position of the slider gear 77, the first exhaust valve 28 always opens and closes with the predetermined valve characteristics shown in FIG.

さらに、図1に示すように、内燃機関11等の運転状態を検出するために各種センサが設けられている。各種センサとしては、例えばクランク角センサ85、エアフロメータ86、スロットルセンサ87、アクセルセンサ88等が用いられている。クランク角センサ85は、クランクシャフト16が一定角度回転する毎にパルス状の信号を発生する。この信号は、クランクシャフト16の回転角度であるクランク角や、単位時間当たりのクランクシャフト16の回転数であるエンジン回転速度の算出等に用いられる。エアフロメータ86は、吸気通路を流れる空気の量(吸入空気量)を検出し、スロットルセンサ87は、吸気通路に設けられた吸入空気量調整用のスロットルバルブの開度(スロットル開度)を検出し、アクセルセンサ88は運転者によるアクセルペダルの踏込み量を検出する。上記吸入空気量、又はそれに関係するパラメータ(例えば、スロットル開度、アクセル踏み込み量等)は機関負荷の算出に用いられる。   Further, as shown in FIG. 1, various sensors are provided for detecting the operating state of the internal combustion engine 11 and the like. As various sensors, for example, a crank angle sensor 85, an air flow meter 86, a throttle sensor 87, an accelerator sensor 88, and the like are used. The crank angle sensor 85 generates a pulse signal every time the crankshaft 16 rotates by a certain angle. This signal is used to calculate the crank angle, which is the rotation angle of the crankshaft 16, and the engine rotation speed, which is the rotation speed of the crankshaft 16 per unit time. The air flow meter 86 detects the amount of air flowing through the intake passage (intake air amount), and the throttle sensor 87 detects the opening (throttle opening) of the throttle valve for adjusting the intake air amount provided in the intake passage. The accelerator sensor 88 detects the amount of depression of the accelerator pedal by the driver. The intake air amount or parameters related thereto (for example, throttle opening, accelerator depression amount, etc.) are used for calculating the engine load.

上記各種センサ85〜88の検出信号等に基づいて上記アクチュエータ69の作動等を制御するために電子制御装置89が設けられている。電子制御装置89はマイクロコンピュータを中心として構成されており、中央処理装置(CPU)が、読出し専用メモリ(ROM)に記憶されている制御プログラム、初期データ、制御マップ等に従って演算処理を行い、その演算結果に基づいて各種制御を実行する。CPUによる演算結果は、ランダムアクセスメモリ(RAM)において一時的に記憶される。   An electronic control unit 89 is provided to control the operation of the actuator 69 based on the detection signals of the various sensors 85 to 88. The electronic control unit 89 is configured around a microcomputer, and a central processing unit (CPU) performs arithmetic processing according to a control program, initial data, control map, etc. stored in a read-only memory (ROM). Various controls are executed based on the calculation result. The calculation result by the CPU is temporarily stored in a random access memory (RAM).

電子制御装置89は、アクチュエータ69の制御に際し、上記各種センサ85〜88の検出信号等に基づき内燃機関11の運転状態(機関運転状態)を判断し、その判断結果に基づきアクチュエータ69に対する通電を制御し、バルブ特性可変機構65の作動を通じて第2排気バルブ29のバルブ特性(作用角及び最大リフト量)を制御する。   When controlling the actuator 69, the electronic control unit 89 determines the operating state (engine operating state) of the internal combustion engine 11 based on the detection signals of the various sensors 85 to 88, and controls the energization of the actuator 69 based on the determination result. Then, the valve characteristic (working angle and maximum lift amount) of the second exhaust valve 29 is controlled through the operation of the valve characteristic variable mechanism 65.

電子制御装置89は、例えば、内燃機関11が排気流量の少ない機関運転領域、例えば低負荷域で運転されていると判断したときには、アクチュエータ69の通電制御を通じてコントロールシャフト68を図1の矢印X方向へ最大量移動させ、スライダギヤ77を可動範囲における矢印X方向の端に位置させる。スライダギヤ77がこの位置にあるときには、上記図14(A),(B)を用いて説明したように、入力アーム71と出力アーム73との相対位相差が最小となり、気筒12毎の第2排気バルブ29の作用角及び最大リフト量が零となる。そのため、燃焼室17で発生した排気は第2排気通路26へ流入しない。同排気は、第2スクロール通路58の第2ノズル62からタービンホイール室52へ導かれず、隣り合う動翼47のシュラウド部49間に吹き付けられない。   For example, when the electronic control unit 89 determines that the internal combustion engine 11 is operating in an engine operation region where the exhaust flow rate is low, for example, a low load region, the control shaft 68 is moved in the direction indicated by the arrow X in FIG. The slider gear 77 is positioned at the end of the movable range in the arrow X direction. When the slider gear 77 is in this position, the relative phase difference between the input arm 71 and the output arm 73 is minimized as described with reference to FIGS. The operating angle and the maximum lift amount of the valve 29 become zero. Therefore, the exhaust generated in the combustion chamber 17 does not flow into the second exhaust passage 26. The exhaust is not guided from the second nozzle 62 of the second scroll passage 58 to the turbine wheel chamber 52 and is not blown between the shroud portions 49 of the adjacent moving blades 47.

これに対し、上記のようにスライダギヤ77が上記位置へ移動させられても、入力アーム71及び出力アーム72の相対位相差は変化しない(常に一定である)。そのため、出力アーム72の揺動に伴い、ノーズ76のカム面76Aの略全範囲が使用されてローラ38が押下げられる。この押下げにより、ロッカーアーム39がラッシュアジャスタ41を支点として下方へ揺動し、第1排気バルブ28を大きく押下げる(大きく開弁させる)。このように第1排気バルブ28は、予め設定された作用角及び最大リフト量にて開弁動作する。燃焼室17で発生した排気は、第1排気バルブ28の開弁に伴い第1排気ポート21を通じて第1排気通路25へ排出される。この排気は、第1スクロール通路57の第1ノズル61のみからタービンホイール室52に導かれ、リーディングエッジ部48から隣り合う動翼47間に流入する。   On the other hand, even if the slider gear 77 is moved to the position as described above, the relative phase difference between the input arm 71 and the output arm 72 does not change (always constant). Therefore, as the output arm 72 swings, the roller 38 is pushed down by using substantially the entire range of the cam surface 76A of the nose 76. By this depression, the rocker arm 39 swings downward with the lash adjuster 41 as a fulcrum, and the first exhaust valve 28 is greatly depressed (opens largely). As described above, the first exhaust valve 28 is opened at a preset operating angle and maximum lift amount. Exhaust gas generated in the combustion chamber 17 is discharged to the first exhaust passage 25 through the first exhaust port 21 when the first exhaust valve 28 is opened. The exhaust gas is guided to the turbine wheel chamber 52 only from the first nozzle 61 of the first scroll passage 57 and flows between the adjacent blades 47 from the leading edge portion 48.

燃焼室17からタービンホイール室52に至る排気通路の実質的な容積は、排気が第1排気通路25及び第1スクロール通路57に加え第2排気通路26及び第2スクロール通路58をも流れる場合の容積に対し半減する。その結果、内燃機関11から排出される排気の量が少ないものの十分高い速度でその排気をタービンホイール45に吹き付けて回転させ、過給圧を高めることが可能となる。   The substantial volume of the exhaust passage from the combustion chamber 17 to the turbine wheel chamber 52 is a case where exhaust flows through the second exhaust passage 26 and the second scroll passage 58 in addition to the first exhaust passage 25 and the first scroll passage 57. Halve the volume. As a result, although the amount of exhaust discharged from the internal combustion engine 11 is small, it is possible to increase the supercharging pressure by blowing and rotating the exhaust to the turbine wheel 45 at a sufficiently high speed.

また、電子制御装置89は、内燃機関11が上記低負荷域よりも排気流量の多い中負荷域で運転されていると判断したときには、アクチュエータ69の通電制御を通じてコントロールシャフト68を図1の矢印Y方向へ若干移動させ、スライダギヤ77を可動範囲における中間の箇所に位置させる。   When the electronic control unit 89 determines that the internal combustion engine 11 is operated in the middle load range where the exhaust flow rate is higher than the low load range, the control shaft 68 is moved to the arrow Y in FIG. The slider gear 77 is slightly moved in the direction to be positioned at an intermediate position in the movable range.

スライダギヤ77が上記中間位置にあるときには、上記図13(A),(B)を用いて説明したように、入力アーム71と出力アーム73との相対位相差が採り得る範囲の中間の大きさとなり、第2排気バルブ29は、作用角及び最大リフト量について採り得る範囲の中間の値で開閉動作する。そのため、燃焼室17で発生した排気の一部は、第2排気バルブ29の開弁に伴い第2排気ポート22を通じて第2排気通路26へ排出される。この排気は、第2スクロール通路58の第2ノズル62からタービンホイール室52に導かれ、シュラウド部49から隣り合う動翼47間に流入する。   When the slider gear 77 is in the intermediate position, as described with reference to FIGS. 13A and 13B, the slider gear 77 has an intermediate size within the range where the relative phase difference between the input arm 71 and the output arm 73 can be taken. The second exhaust valve 29 opens and closes at an intermediate value between the working angle and the maximum lift amount. Therefore, part of the exhaust gas generated in the combustion chamber 17 is discharged to the second exhaust passage 26 through the second exhaust port 22 when the second exhaust valve 29 is opened. The exhaust gas is guided from the second nozzle 62 of the second scroll passage 58 to the turbine wheel chamber 52 and flows from the shroud portion 49 between the adjacent blades 47.

なお、電子制御装置89は、機関負荷の大きさに応じてコントロールシャフト68の移動量を変える。機関負荷が大きくなるに従い、コントロールシャフト68を矢印Y方向へ多く移動させる。これに伴いスライダギヤ77の同方向への移動量も増大し、上記相対位相差が拡大する。そのため、ノーズ76のカム面76Aにおいてローラ38の押し下げに用いられる領域が拡大し、ロッカーアーム39の揺動角度が大きくなって、第2排気バルブ29のリフト量が多くなる。第2排気バルブ29の作用角及び最大リフト量が機関負荷の増大に伴い大きくなって、同第2排気バルブ29の開弁に伴い第2排気ポート22を通じて第2排気通路26に排出される排気の量が多くなる。   The electronic control unit 89 changes the amount of movement of the control shaft 68 according to the magnitude of the engine load. As the engine load increases, the control shaft 68 is moved more in the arrow Y direction. As a result, the amount of movement of the slider gear 77 in the same direction increases, and the relative phase difference increases. Therefore, the area used for pushing down the roller 38 on the cam surface 76A of the nose 76 is enlarged, the swing angle of the rocker arm 39 is increased, and the lift amount of the second exhaust valve 29 is increased. Exhaust gas discharged to the second exhaust passage 26 through the second exhaust port 22 as the second exhaust valve 29 opens as the operating angle and the maximum lift amount of the second exhaust valve 29 increase as the engine load increases. The amount of increases.

一方、このときには、上述した低速・低負荷域と同様に、第1排気バルブ28が、予め設定された作用角及び最大リフト量にて開弁動作する。燃焼室17で発生した排気の一部は、第1排気バルブ28の開弁に伴い第1排気ポート21を通じて第1排気通路25へ排出され、第1スクロール通路57の第1ノズル61からタービンホイール室52に導かれる。排気は、リーディングエッジ部48から隣り合う動翼47間に流入する。   On the other hand, at this time, similarly to the low speed / low load region described above, the first exhaust valve 28 opens at a preset operating angle and maximum lift amount. A part of the exhaust gas generated in the combustion chamber 17 is discharged to the first exhaust passage 25 through the first exhaust port 21 when the first exhaust valve 28 is opened, and from the first nozzle 61 of the first scroll passage 57 to the turbine wheel. Guided to chamber 52. The exhaust gas flows from the leading edge portion 48 between the adjacent blades 47.

従って、こうした排気流量の多い場合には、流量の少ない場合よりもノズル55が、動翼47のシュラウド部49に対向する第2ノズル62の分だけ大きくなる。排気流量が多くても、排気エネルギを無駄にすることなく、排気が適切にタービンホイール室52へ導かれて、タービンホイール45の動翼47に到達する。排気エネルギの回収効率が高く、タービン効率が向上し、スクロール室53の入口部分の圧力(エンジン背圧)が低減する。   Therefore, when the exhaust flow rate is large, the nozzle 55 is larger by the second nozzle 62 facing the shroud portion 49 of the moving blade 47 than when the exhaust flow rate is small. Even if the exhaust gas flow rate is large, the exhaust gas is appropriately guided to the turbine wheel chamber 52 and reaches the moving blade 47 of the turbine wheel 45 without wasting exhaust energy. The exhaust energy recovery efficiency is high, the turbine efficiency is improved, and the pressure (engine back pressure) at the entrance of the scroll chamber 53 is reduced.

そして、電子制御装置89は、内燃機関11が上記中負荷域よりも排気流量の多い高負荷域で運転されていると判断すると、アクチュエータ69の通電制御を通じてコントロールシャフト68を図1の矢印Y方向へ最大量移動させ、スライダギヤ77を可動範囲における矢印Y方向の端に位置させる。スライダギヤ77がこの位置にあるときには、上記図12(A),(B)を用いて説明したように、入力アーム71と出力アーム73との相対位相差が最大となり、第2排気バルブ29が作用角及び最大リフト量について採り得る最大値で開閉動作する。第2排気バルブ29の開弁に伴い第2排気ポート22を通じて第2排気通路26に排出される排気の量が最も多くなる。   When the electronic control unit 89 determines that the internal combustion engine 11 is operated in a high load range where the exhaust flow rate is larger than the medium load range, the electronic control unit 89 moves the control shaft 68 in the direction indicated by the arrow Y in FIG. The slider gear 77 is positioned at the end of the movable range in the arrow Y direction. When the slider gear 77 is in this position, the relative phase difference between the input arm 71 and the output arm 73 is maximized as described with reference to FIGS. 12A and 12B, and the second exhaust valve 29 operates. Opening and closing operation at the maximum value that can be taken for the angle and the maximum lift amount. As the second exhaust valve 29 opens, the amount of exhaust discharged to the second exhaust passage 26 through the second exhaust port 22 becomes the largest.

このときには、上述した低・中負荷域と同様に、第1排気バルブ28が、予め設定された作用角及び最大リフト量にて開弁動作する。従って、こうした排気流量の最も多い場合には、第1ノズル61及び第2ノズル62からタービンホイール45に吹き付けられる排気の量も最大となる。   At this time, similarly to the low / medium load range described above, the first exhaust valve 28 opens at a preset operating angle and maximum lift amount. Therefore, when the exhaust gas flow rate is the highest, the amount of exhaust gas blown from the first nozzle 61 and the second nozzle 62 to the turbine wheel 45 is also maximized.

以上詳述した本実施形態によれば、次の効果が得られる。
(1)内燃機関11の運転に伴い燃焼室17で発生した排気を第1スクロール通路57に導く第1排気通路25(第1排気ポート21、第1排気マニホルド23)と、同排気を第2スクロール通路58に導く第2排気通路26(第2排気ポート22、第2排気マニホルド24)とを設ける。また、第1排気通路25及び第2排気通路26のうち、同第2排気通路26へ流入する排気の流量のみを機関運転状態に応じて調整する排気流量調整手段を設けている。
According to the embodiment described in detail above, the following effects can be obtained.
(1) A first exhaust passage 25 (first exhaust port 21, first exhaust manifold 23) that guides exhaust generated in the combustion chamber 17 to the first scroll passage 57 in accordance with the operation of the internal combustion engine 11, and a second exhaust. A second exhaust passage 26 (second exhaust port 22 and second exhaust manifold 24) leading to the scroll passage 58 is provided. Further, an exhaust flow rate adjusting means for adjusting only the flow rate of the exhaust gas flowing into the second exhaust passage 26 out of the first exhaust passage 25 and the second exhaust passage 26 is provided according to the engine operating state.

そのため、特許文献1において用いられたような第2スクロール通路の入口部の開度を調整するための排気制御バルブを用いなくてもすむ。従って、第2スクロール通路58を流れる排気の流量を調整するという排気制御バルブと同様の機能を確保しつつ、排気制御バルブを用いることによる不具合、すなわち、第2スクロール通路58の通路面積が急激に拡大し、排気の圧力が低下して排気エネルギの損失が発生してタービン効率が低下する現象を抑制することができる。   Therefore, it is not necessary to use an exhaust control valve for adjusting the opening degree of the inlet portion of the second scroll passage as used in Patent Document 1. Therefore, while ensuring the same function as the exhaust control valve for adjusting the flow rate of the exhaust gas flowing through the second scroll passage 58, a problem caused by using the exhaust control valve, that is, the passage area of the second scroll passage 58 suddenly increases. It is possible to suppress the phenomenon that the turbine efficiency is reduced due to the expansion, the exhaust pressure is lowered, and the exhaust energy is lost.

(2)排気バルブ28,29のうち第1排気バルブ28については、機関運転状態に拘わらず予め定められた図7のバルブ特性(作用角及び最大リフト量)にて開閉動作させるようにしている。そのため、燃焼室17で発生した排気を、機関運転状態に拘わらず、第1排気バルブ28の開弁に伴い第1スクロール通路57の第1ノズル61からタービンホイール45に吹き付けることができる。   (2) Of the exhaust valves 28 and 29, the first exhaust valve 28 is opened and closed with the predetermined valve characteristics (working angle and maximum lift amount) shown in FIG. 7 regardless of the engine operating state. . Therefore, the exhaust generated in the combustion chamber 17 can be blown from the first nozzle 61 of the first scroll passage 57 to the turbine wheel 45 when the first exhaust valve 28 is opened regardless of the engine operating state.

(3)排気流量調整手段として、第2排気バルブ29の作用角及び最大リフト量を機関運転状態に応じて可変とするバルブ特性可変機構65を用いている。そのため、このバルブ特性可変機構65によって第2排気バルブ29のバルブ特性を調整することで、第2排気通路26及び第2スクロール通路58を流れる排気の流量を機関運転状態に応じた量に調整することができる。   (3) As the exhaust flow rate adjusting means, a valve characteristic variable mechanism 65 that makes the working angle and the maximum lift amount of the second exhaust valve 29 variable according to the engine operating state is used. Therefore, by adjusting the valve characteristic of the second exhaust valve 29 by the valve characteristic variable mechanism 65, the flow rate of the exhaust gas flowing through the second exhaust passage 26 and the second scroll passage 58 is adjusted to an amount corresponding to the engine operating state. be able to.

(4)内燃機関11が排気の発生量の少ない低負荷域で運転されているときには、バルブ特性可変機構65により第2排気バルブ29のバルブ特性(作用角及び最大リフト量)を零にし、同第2排気バルブ29の開閉動作を休止させるようにしている。燃焼室17から第2排気通路26への排気の流入を停止し、第2ノズル62からタービンホイール45への排気の吹き付けを停止し、第1ノズル61のみから排気をタービンホイール45に吹き付けるようにしている。   (4) When the internal combustion engine 11 is operated in a low load range where the amount of exhaust generated is small, the valve characteristic (operating angle and maximum lift amount) of the second exhaust valve 29 is made zero by the valve characteristic variable mechanism 65. The opening / closing operation of the second exhaust valve 29 is stopped. The inflow of the exhaust gas from the combustion chamber 17 to the second exhaust passage 26 is stopped, the exhaust of the exhaust gas from the second nozzle 62 to the turbine wheel 45 is stopped, and the exhaust gas is sprayed to the turbine wheel 45 only from the first nozzle 61. ing.

そのため、燃焼室17からタービンホイール室52に至る排気の通路の容積が小さくなり(高負荷時に対しおよそ半減し)、少ない量の排気でありながら高い流速でタービンホイール45に吹き付け、これを効率よく回転駆動することができる。また、燃焼室17から排出された排気がタービンホイール室52に至るまでの時間を短くすることができ、機関運転状態が変化する過渡時において、その変化に素早く応答させてタービンホイール45を回転させることができ、内燃機関11の過渡時における出力特性等の性能を向上させることができる。   As a result, the volume of the exhaust passage from the combustion chamber 17 to the turbine wheel chamber 52 is reduced (approximately half that of a high load), and the turbine wheel 45 is blown at a high flow rate while being a small amount of exhaust, which is efficiently used. It can be rotated. Further, the time until the exhaust discharged from the combustion chamber 17 reaches the turbine wheel chamber 52 can be shortened, and the turbine wheel 45 is rotated in response to the change quickly in a transient time when the engine operating state changes. Therefore, it is possible to improve the performance such as the output characteristics at the time of transition of the internal combustion engine 11.

(5)内燃機関11が中負荷域で運転されているときには、機関負荷の増大、すなわち排気の発生量の増大に従い、第2排気バルブ29のバルブ特性(作用角及び最大リフト量)を大きくしている。機関負荷の増大に伴い第2排気バルブ29の開弁期間を長くして、燃焼室17から第2排気通路26、第2スクロール通路58を流れて第2ノズル62からタービンホイール45に吹き付けられる排気の流量を増大させることができる。従って、より機関運転状態に適した量の排気をタービンホイール室52に供給することが可能となる。   (5) When the internal combustion engine 11 is operated in a medium load range, the valve characteristics (working angle and maximum lift amount) of the second exhaust valve 29 are increased as the engine load increases, that is, the amount of exhaust generated increases. ing. As the engine load increases, the opening period of the second exhaust valve 29 is lengthened, and the exhaust gas blown from the second nozzle 62 to the turbine wheel 45 through the second exhaust passage 26 and the second scroll passage 58 from the combustion chamber 17. The flow rate of can be increased. Therefore, it is possible to supply the turbine wheel chamber 52 with an amount of exhaust gas more suitable for the engine operating state.

(6)第1スクロール通路57の第1ノズル61をタービンホイール45の動翼47のリーディングエッジ部48に対向させて設け、第2スクロール通路58の第2ノズル62を動翼47のシュラウド部49に対向させて設けている。そのため、機関運転状態に応じて上記のように第2排気通路26への排気の流入量を調整することで、タービンホイール45に吹き付けられる排気の流量を同運転状態に適した量に調整することができる。   (6) The first nozzle 61 of the first scroll passage 57 is provided to face the leading edge portion 48 of the rotor blade 47 of the turbine wheel 45, and the second nozzle 62 of the second scroll passage 58 is provided to the shroud portion 49 of the rotor blade 47. It is provided to oppose. Therefore, the flow rate of the exhaust gas blown to the turbine wheel 45 is adjusted to an amount suitable for the operation state by adjusting the inflow amount of the exhaust gas to the second exhaust passage 26 as described above according to the engine operation state. Can do.

(7)第1ノズル61及び第2ノズル62に、それぞれ複数のノズルベーン63,64を周方向に並べられた状態で配置している。そのため、各ノズル61,62からタービンホイール室52へ向けて排気が導かれる際、ノズルベーン63,64により排気の流速を高め、しかも方向付けることができる。より多くの排気エネルギを取り出して、タービン効率のさらなる向上を図ることができる。   (7) A plurality of nozzle vanes 63, 64 are arranged in the circumferential direction in the first nozzle 61 and the second nozzle 62, respectively. Therefore, when exhaust gas is guided from the nozzles 61 and 62 toward the turbine wheel chamber 52, the flow rate of the exhaust gas can be increased and directed by the nozzle vanes 63 and 64. More exhaust energy can be extracted to further improve turbine efficiency.

なお、本発明は次に示す別の実施形態に具体化することができる。
・内燃機関の複数の気筒12を、2つのグループ(第1グループG1、第2グループG2)に分ける。第1グループG1の気筒12では、全ての排気バルブを、上記実施形態での第1排気バルブ28と同様のバルブ特性にて、すなわち、予め設定された特定のバルブ特性(図7参照)にて開閉動作させる。第2グループG2の気筒12では、全ての排気バルブを、上記実施形態での第2排気バルブ29と同様のバルブ特性にて、すなわち、バルブ特性可変機構65によって調整されたバルブ特性(図6参照)にて開閉動作(休止を含む)させる。
Note that the present invention can be embodied in another embodiment described below.
The plurality of cylinders 12 of the internal combustion engine are divided into two groups (first group G1 and second group G2). In the cylinders 12 of the first group G1, all the exhaust valves have the same valve characteristics as the first exhaust valve 28 in the above-described embodiment, that is, the specific valve characteristics set in advance (see FIG. 7). Open and close. In the cylinders 12 of the second group G2, all the exhaust valves have the same valve characteristics as the second exhaust valve 29 in the above embodiment, that is, the valve characteristics adjusted by the valve characteristic variable mechanism 65 (see FIG. 6). ) To open and close (including pause).

この場合、バルブ特性可変機構65の仲介駆動機構66として上記実施形態で用いたものの構成を若干変更して利用することができる。例えば、1気筒当たりに2本の排気バルブが用いられている場合には、第2グループG2の排気バルブについては、仲介駆動機構66の出力アーム72の内周面、及びスライダギヤ77の外周面に、前記スプライン72B,77Bに代えて、出力アーム73及びスライダギヤ77のヘリカルスプライン73C,77Cと同様のヘリカルスプラインを設ける。また、第1グループG1の排気バルブについては、仲介駆動機構66の入・出力アーム71〜73の内周面、及びスライダギヤ77の外周面に、コントロールシャフト68に平行にスプラインを設ける。   In this case, the configuration of the intermediate drive mechanism 66 of the variable valve characteristic mechanism 65 used in the above embodiment can be used with a slight modification. For example, when two exhaust valves are used per cylinder, the exhaust valves of the second group G2 are provided on the inner peripheral surface of the output arm 72 of the intermediate drive mechanism 66 and the outer peripheral surface of the slider gear 77. Instead of the splines 72B and 77B, helical splines similar to the helical splines 73C and 77C of the output arm 73 and the slider gear 77 are provided. For the exhaust valves of the first group G 1, splines are provided in parallel to the control shaft 68 on the inner peripheral surfaces of the input / output arms 71 to 73 of the intermediate drive mechanism 66 and the outer peripheral surface of the slider gear 77.

このように変更した場合でも、上記実施形態と同様の作用及び効果が得られる。
・本発明は、排気バルブ(第1排気バルブ28及び第2排気バルブ29)を1気筒当りに3本以上有する内燃機関にも適用することができる。この場合、出力アームの数を排気バルブの本数に合わせる変更を行う。
Even in such a change, the same operation and effect as the above-described embodiment can be obtained.
The present invention can also be applied to an internal combustion engine having three or more exhaust valves (first exhaust valve 28 and second exhaust valve 29) per cylinder. In this case, the number of output arms is changed to match the number of exhaust valves.

・排気流量調整手段として上記バルブ特性可変機構65とは異なるものを用いてもよい。例えば、吸・排気バルブ27〜29のうち少なくとも第2排気バルブ29として、ソレノイドの通電に応じて開閉される電磁駆動バルブによって構成してもよい。このタイプの電磁駆動バルブでは、ソレノイドに対する通電態様を変更することで作用角及び最大リフト量を調整可能である。そのため、各ソレノイドに対する通電態様を機関運転状態に応じて変更することで、前記実施形態と同様の作用及び効果が得られる。例えば、内燃機関が低負荷域で運転されているときには電磁駆動バルブの開弁動作を休止させる。同内燃機関が高負荷域で運転されているときには電磁駆動バルブを、採り得る最大の作用角及び最大リフト量にて開閉動作させる。中間負荷域で運転されているときには、上記低負荷域と高負荷域との間の作用角及び最大リフト量にて電磁駆動バルブを開閉動作させる。   An exhaust flow rate adjusting means different from the valve characteristic variable mechanism 65 may be used. For example, at least the second exhaust valve 29 among the intake / exhaust valves 27 to 29 may be configured by an electromagnetically driven valve that is opened and closed in response to energization of a solenoid. In this type of electromagnetically driven valve, the working angle and the maximum lift amount can be adjusted by changing the energization mode for the solenoid. Therefore, the same operation and effect as in the above embodiment can be obtained by changing the energization mode for each solenoid in accordance with the engine operating state. For example, when the internal combustion engine is operated in a low load region, the opening operation of the electromagnetically driven valve is suspended. When the internal combustion engine is operated in a high load range, the electromagnetically driven valve is opened and closed at the maximum operating angle and maximum lift that can be taken. When operating in the intermediate load range, the electromagnetically driven valve is opened / closed at the operating angle and the maximum lift amount between the low load range and the high load range.

・上記実施形態では、反動型の形状を有する動翼47を採用したが、これに代えていわゆる衝撃型の形状を有する動翼47を採用してもよい。
・バルブ特性可変機構65の作動を、前記実施形態とは異なる機関運転状態に基づいて制御してもよい。こうした機関運転状態としては、排気通路の圧力、機関回転速度、吸入空気量、スロットル開度、アクセル踏み込み量の各々であってもよく、そのほかにも適宜に組み合わせたものであってもよい。例えば、バルブ特性可変機構65を、内燃機関11の低回転速度域では、第2排気バルブ29の開閉動作を休止させる態様にし、高回転速度域では、第2排気バルブ29を最大の作用角にて開閉動作させる態様にする。また、中回転速度域では、バルブ特性可変機構65を、第2排気バルブ29を上記高回転速度域よりも小さな(零を除く)作用角にて開閉動作させるための態様にする。
In the above-described embodiment, the moving blade 47 having a reaction type shape is employed, but instead, a moving blade 47 having a so-called impact shape may be employed.
-You may control the action | operation of the valve characteristic variable mechanism 65 based on the engine operation state different from the said embodiment. Such an engine operating state may be each of the pressure of the exhaust passage, the engine speed, the intake air amount, the throttle opening degree, and the accelerator depression amount, or may be appropriately combined. For example, the variable valve characteristic mechanism 65 is configured to pause the opening / closing operation of the second exhaust valve 29 in the low rotational speed range of the internal combustion engine 11, and in the high rotational speed range, the second exhaust valve 29 is set to the maximum working angle. To make it open and close. In the middle rotational speed range, the variable valve characteristic mechanism 65 is configured to open and close the second exhaust valve 29 at an operating angle smaller than the high rotational speed range (excluding zero).

・バルブ特性可変機構65は、第2排気バルブ29の作用角及び最大リフト量の少なくとも一方を機関運転状態に応じて変更できるものであればよい。
・ノズルベーン63,64を第1ノズル61にのみ、又は第2ノズル62にのみ設けてもよい。また、第1ノズル61のノズルベーン63、及び第2ノズル62のノズルベーン64をともに割愛してもよい。
The valve characteristic variable mechanism 65 may be any mechanism that can change at least one of the operating angle and the maximum lift amount of the second exhaust valve 29 according to the engine operating state.
The nozzle vanes 63 and 64 may be provided only on the first nozzle 61 or only on the second nozzle 62. Further, both the nozzle vane 63 of the first nozzle 61 and the nozzle vane 64 of the second nozzle 62 may be omitted.

・ノズルベーン63,64として上記実施形態で用いた固定式に代え、可動式のノズルベーンを用い、機関運転状態に応じてそれらのノズルベーンの角度を制御するようにしてもよい。   Instead of the fixed type used in the above embodiment as the nozzle vanes 63 and 64, movable nozzle vanes may be used, and the angles of these nozzle vanes may be controlled according to the engine operating state.

本発明を具体化した一実施形態における内燃機関上部の構造を示す平面図。The top view which shows the structure of the internal combustion engine upper part in one Embodiment which actualized this invention. 図1の2−2線断面図。FIG. 2 is a sectional view taken along line 2-2 in FIG. 1. ターボ過給機付内燃機関の構成を示す略図。1 is a schematic diagram showing the configuration of an internal combustion engine with a turbocharger. タービンホイールの正面図。The front view of a turbine wheel. ノズルベーンの配置状態を示す概略側面図。The schematic side view which shows the arrangement | positioning state of a nozzle vane. バルブ特性可変機構による第2排気バルブのバルブ特性(作用角及び最大リフト量)の変化態様を示す特性図。The characteristic view which shows the change aspect of the valve characteristic (working angle and the maximum lift amount) of the 2nd exhaust valve by a valve characteristic variable mechanism. 第1排気バルブのバルブ特性(作用角及び最大リフト量)を示す特性図。The characteristic view which shows the valve characteristic (working angle and maximum lift amount) of a 1st exhaust valve. 気筒毎の仲介駆動機構を示す斜視図。The perspective view which shows the mediation drive mechanism for every cylinder. 各仲介駆動機構におけるスライダギヤ等を示す正面図。The front view which shows the slider gear etc. in each mediation drive mechanism. 各仲介駆動機構等の内部構造を示す部分断面図。The fragmentary sectional view which shows internal structures, such as each mediation drive mechanism. 気筒毎の入・出力アームとロッカーアームとの位置関係を説明する概略正面図。The schematic front view explaining the positional relationship of the input / output arm and rocker arm for every cylinder. (A),(B)はバルブ特性可変機構による第2排気バルブの開閉動作を示す部分断面図。(A), (B) is a fragmentary sectional view which shows the opening / closing operation | movement of the 2nd exhaust valve by a valve characteristic variable mechanism. (A),(B)はバルブ特性可変機構による第2排気バルブの開閉動作を示す部分断面図。(A), (B) is a fragmentary sectional view which shows the opening / closing operation | movement of the 2nd exhaust valve by a valve characteristic variable mechanism. (A),(B)はバルブ特性可変機構による第2排気バルブの開閉動作を示す部分断面図。(A), (B) is a fragmentary sectional view which shows the opening / closing operation | movement of the 2nd exhaust valve by a valve characteristic variable mechanism.

符号の説明Explanation of symbols

11…内燃機関、17…燃焼室、25…第1排気通路、26…第2排気通路、28…第1排気バルブ、29…第2排気バルブ、43…ターボ過給機、45…タービンホイール、47…動翼、48…リーディングエッジ部、49…シュラウド部、52…タービンホイール室、53…スクロール室、55…ノズル、56…隔壁、57…第1スクロール通路、58…第2スクロール通路、61…第1ノズル、62…第2ノズル、63,64…ノズルベーン、65…バルブ特性可変機構(排気流量調整手段)。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Internal combustion engine, 17 ... Combustion chamber, 25 ... 1st exhaust passage, 26 ... 2nd exhaust passage, 28 ... 1st exhaust valve, 29 ... 2nd exhaust valve, 43 ... Turbocharger, 45 ... Turbine wheel, 47 ... Moving blade, 48 ... Leading edge portion, 49 ... Shroud portion, 52 ... Turbine wheel chamber, 53 ... Scroll chamber, 55 ... Nozzle, 56 ... Bulkhead, 57 ... First scroll passage, 58 ... Second scroll passage, 61 ... 1st nozzle, 62 ... 2nd nozzle, 63, 64 ... Nozzle vane, 65 ... Valve characteristic variable mechanism (exhaust flow rate adjusting means).

Claims (7)

タービンホイール室の周りのスクロール室を、隔壁によりタービンホイールの軸方向に第1スクロール通路及び第2スクロール通路に仕切り、各スクロール通路のノズルから排気をタービンホイールに吹き付けるようにしたターボ過給機を備えるターボ過給機付内燃機関であって、
機関運転に伴い燃焼室で発生した排気を前記第1スクロール通路に導く第1排気通路と、同排気を前記第2スクロール通路に導く第2排気通路とを備えるとともに、前記第1排気通路及び前記第2排気通路のうち、前記燃焼室から同第2排気通路へ流入する排気の流量のみを機関運転状態に応じて調整する排気流量調整手段を備えることを特徴とするターボ過給機付内燃機関。
A turbocharger in which a scroll chamber around a turbine wheel chamber is partitioned into a first scroll passage and a second scroll passage in the axial direction of the turbine wheel by a partition wall, and exhaust gas is blown from a nozzle of each scroll passage to the turbine wheel. An internal combustion engine with a turbocharger comprising:
A first exhaust passage that guides the exhaust generated in the combustion chamber during engine operation to the first scroll passage; and a second exhaust passage that guides the exhaust to the second scroll passage. An internal combustion engine with a turbocharger, characterized by comprising exhaust flow rate adjusting means for adjusting only the flow rate of exhaust gas flowing from the combustion chamber into the second exhaust passage in the second exhaust passage according to the engine operating state. .
前記燃焼室での前記第1排気通路の開口部分を開閉する第1排気バルブと、
前記第1排気バルブの作用角及び最大リフト量の少なくとも一方を同第1排気バルブのバルブ特性とし、前記第1排気バルブを機関運転状態に拘わらず所定のバルブ特性にて開閉動作させる動弁機構とをさらに備える請求項1に記載のターボ過給機付内燃機関。
A first exhaust valve for opening and closing an opening portion of the first exhaust passage in the combustion chamber;
A valve operating mechanism that uses at least one of the operating angle and the maximum lift amount of the first exhaust valve as the valve characteristic of the first exhaust valve, and opens and closes the first exhaust valve with a predetermined valve characteristic regardless of the engine operating state. The internal combustion engine with a turbocharger according to claim 1, further comprising:
前記排気流量調整手段は、前記燃焼室での前記第2排気通路の開口部分を開閉する第2排気バルブの作用角及び最大リフト量の少なくとも一方を同第2排気バルブのバルブ特性とし、このバルブ特性を機関運転状態に応じて可変とするバルブ特性可変機構を備える請求項2に記載のターボ過給機付内燃機関。 The exhaust flow rate adjusting means uses at least one of an operating angle and a maximum lift amount of a second exhaust valve that opens and closes an opening portion of the second exhaust passage in the combustion chamber as a valve characteristic of the second exhaust valve, The internal combustion engine with a turbocharger according to claim 2, further comprising a valve characteristic variable mechanism that makes the characteristic variable according to an engine operating state. 前記バルブ特性可変機構は、排気の発生量の少ない所定の機関運転状態では、前記第2排気バルブの開閉動作を休止させる請求項3に記載のターボ過給機付内燃機関。 The internal combustion engine with a turbocharger according to claim 3, wherein the valve characteristic variable mechanism pauses the opening / closing operation of the second exhaust valve in a predetermined engine operating state in which the amount of exhaust generated is small. 前記バルブ特性可変機構は、前記所定の機関運転状態よりも排気の発生量の多い機関運転状態では、その発生量の増大に従い前記第2排気バルブを大きなバルブ特性にて開閉動作させる請求項4に記載のターボ過給機付内燃機関。 5. The valve characteristic variable mechanism opens and closes the second exhaust valve with a large valve characteristic in accordance with an increase in the amount of exhaust generated in an engine operating state in which the amount of exhaust generated is larger than the predetermined engine operating state. The internal combustion engine with a turbocharger as described. 前記第1スクロール通路のノズルは、タービンホイールの動翼のリーディングエッジ部に対向して設けられ、前記第2スクロール通路のノズルは、前記動翼のシュラウド部に対向して設けられている請求項1〜5のいずれか1つに記載のターボ過給機付内燃機関。 The nozzle of the first scroll passage is provided to face a leading edge portion of a moving blade of a turbine wheel, and the nozzle of the second scroll passage is provided to face a shroud portion of the moving blade. The internal combustion engine with a turbocharger according to any one of 1 to 5. 前記第1スクロール通路及び前記第2スクロール通路におけるノズルの少なくとも一方には、複数のノズルベーンが周方向に並べられた状態で配置されている請求項1〜6のいずれか1つに記載に記載のターボ過給機付内燃機関。 7. The device according to claim 1, wherein a plurality of nozzle vanes are arranged in a circumferential direction in at least one of the nozzles in the first scroll passage and the second scroll passage. 8. Internal combustion engine with turbocharger.
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