JP2008280873A - 内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】 排気性能の向上と加速過渡応答性の向上との両立を図る。
【解決手段】 ピストンとクランクシャフトとを連結する複リンク式のピストン−クランク機構と、排気のエネルギーを利用して過給を行うターボ式の過給機８０と、を備える。上流側触媒７６を過給機８０のタービン８２よりも上流側に配置して、冷機時における触媒昇温促進を図る。また、クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部を、下死点近傍において、ピストンピンの軸方向への延長線と交差させることで、内燃機関の基本的な寸法の増加を招くことなく、ピストンストロークを拡大する。これにより低速トルクが向上するので、低回転域からの加速過渡応答性を確保しつつ、タービン８２の容量（例えばＡ／Ｒ）を大きく設定できる。
【選択図】図１

Description

この発明は、ピストン−クランク機構によりピストンが往復動する内燃機関、特に、排気のエネルギーを利用して過給を行うターボ式過給機を備えた内燃機関の改良に関する。

排気エネルギーを利用して過給を行う、いわゆるターボ過給機を備える内燃機関では、冷機時における触媒昇温を阻害することのないように、触媒を過給機のタービンよりも燃焼室に近い上流側に配置すると、タービン上流の排気ボリュームの増大などによって、特に低速からの加速時における加速過渡応答性、いわゆるトルク・過給圧の立ち上がりが低下するという問題がある。そこで特許文献１には、触媒の上流側に２次エアを供給して過渡応答性の向上を図る技術が記載されている。また、この特許文献１では、触媒の過熱等を防止するために、触媒をバイパスするバイパス通路を設けるとともに、機関運転状態に応じてバイパス通路を開閉することで触媒を通る排気の流量を制御するバイパスバルブが設けられている。
特開昭６１−７０１１５号公報

しかしながら上記特許文献１のものでは、２次エア供給用のエアシステムや９００℃近くの高温下で作動する高シール性・高応答性のバイパスバルブ等を必要とするために、大型化やコストの増加等が避けられない。

また、上記のターボ式過給機における低回転域からの加速過渡応答性を向上するために、低速型で小容量のタービン、より具体的にはＡ／Ｒ（タービンハウジング入口部の最小断面積（Ａ）と、その中心からタービン中心までの距離（Ｒ）との比）の小さいタービンを用い、ウェストゲートを使用して低回転側にインターセプト点を持つような過給圧制御をすることが考えられる。しかしながら、この場合、過給圧は最大出力点からの制限ではなく低回転でのノッキングやサージングに対する主運動系の強度等によって制限され、また、タービンハウジング入口部の最小断面積（Ａ）が小さく排気ガス量が制限されるために、最大出力点を含む高回転側での過給圧を十分に高めることができず、出力向上が望めない。一方、タービンのＡ／Ｒを大きくすると、高回転側での出力性能が向上するものの、低回転側での過給圧の立ち上がりが遅くなる。このように、ターボ式の過給機では、低回転側の過渡応答性能と高回転側の出力性能とを両立することは困難であった。

ところで、本出願人は特開２００５−１４７０６８号公報において、複リンク式ピストン−クランク機構を利用して、内燃機関の大型化や燃焼安定性の低下や振動騒音の悪化等を伴うことなくピストンストロークを拡大し、内燃機関の排気量を拡大して出力向上を図る技術を以前に提案している。

本発明は、これらの事情に鑑みてなされたものであり、冷機時における触媒昇温を阻害することのないように、ターボ式過給のタービンを触媒の下流に配置しつつ、低回転からの加速過渡応答性を有効に向上し得る新規な内燃機関を提供することを主たる目的としている。

本発明は、シリンダ内を往復動するピストンを有し、このピストンがピストン−クランク機構によりクランクシャフトに連結されている内燃機関において、排気のエネルギーを利用して過給を行うターボ式の過給機を備えるとともに、この過給機のタービンよりも上流側の排気通路に触媒が設けられている。このように、触媒を過給機のタービンよりも上流に配置することで、冷機時における触媒昇温が促進されて排気性能が向上する一方、上述したように、タービン上流の排気ボリュームの増大等によって、特に低回転域からの加速過渡応答性が低下する傾向にある。

そこで本発明においては、上記クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部が、下死点近傍において、ピストンピンの軸方向への延長線と交差するように設定している。換言すれば、ピストンが下死点近傍にあるときに、ピストンピンを保持したピンボス部の側方を、カウンタウェイトの最外径部が通過する構成としている。つまり、下死点位置におけるピストンとクランクシャフト中心との距離が非常に小さく設定されているのであり、これにより、上死点から下死点までのピストンストロークひいては排気量をより大きく確保し得る。

このようなロングストローク化によって低速トルクを向上させることで、低回転域では過給に頼ることなく過渡応答性を高めることができる。従って、排気タービンを容量の大きい高速型のもの（例えば大きいＡ／Ｒ）とすることで、過渡応答性と出力性能とを高いレベルで両立することができる。

上記ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えているが、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長と略等しいか、あるいはこれよりも短いことが望ましい。

上記ピストン−クランク機構として、望ましくは、一端がピストンにピストンピンを介して連結されるアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されるとともに、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されるとともに、他端が内燃機関本体に対して揺動可能に支持されるコントロールリンクと、を備えた複リンク式ピストン−クランク機構が用いられる。上記コントロールリンクの上記他端の内燃機関本体に対する揺動支持位置を変位させる支持位置可変手段をさらに備えた構成とすれば、上記揺動支持位置の変位により機関圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構となる。

このような複リンク式ピストン−クランク機構では、上記ピストンが最大燃焼荷重を受ける位置にあるときに、上記アッパリンクのシリンダ軸線に対する傾きが、単リンクのピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるように、そのリンク構成を設定することが可能である。このようにアッパリンクの姿勢が垂直に近付くことで、ピストンに作用するサイドスラスト荷重が相対的に低減する。そのためピストンスカート部の小型化が可能となる。

また、上記複リンク式ピストン−クランク機構では、クランクシャフトの回転に対するピストンのピストンストローク特性が、単リンクのピストン−クランク機構における特性よりも単振動に近い特性となるように、そのリンク構成を設定することも容易である。このように単振動に近い特性とすれば、ピストン加速度が平準化されて上死点付近の最大慣性力が低減し、ピストンピンおよびピンボス部の小型化の上で有利となる。しかも騒音振動特性の上で有利となり、例えば、直列４気筒機関のピストンストローク拡大に伴う、ピストンの慣性２次振動の悪化を回避できる。

この発明によれば、ピストンとアッパリンクとを連結するピンボス部およびピストンピンをカウンタウェイトと干渉させることなく、下死点におけるピストンの位置をクランクシャフト中心に近付けることで、内燃機関の大型化を伴わずに、ピストンストロークの拡大ひいては排気量の拡大を達成することができる。そして、このようなピストンストロークの拡大により低速トルクを向上することで、冷機時における排気性能を阻害することのないように、過給機のタービンを触媒の下流に配置しているにもかかわらず、低速域からの加速過渡応答性を向上することができる。

また、排気タービンを容量の大きい高速型のもの（例えば大きいＡ／Ｒ）とすることで、上記の過渡応答性と出力性能とを高いレベルで両立することができる。

以下、この発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。図１は、この発明の一実施例に係る内燃機関のシステム構成を示している。内燃機関６０のシリンダヘッド６１には、吸気ポート６２を開閉する吸気弁４１と、排気ポート６４を開閉する排気弁６５と、燃焼室内の混合気を火花点火する点火装置６６と、吸気弁４１のバルブリフト特性を変更可能な可変動弁装置３１と、が設けられている。吸気ポート６２に接続する吸気通路６８には、上流側より順に、吸入空気量を検出するエアフロメータ７０と、吸気通路６８を開閉する電制スロットル７１と、過給機８０のコンプレッサ８１と、コンプレッサ８１下流の過給圧を検出する圧力センサ７２と、コレクタ７３と、吸気ポート６２へ向けて燃料を噴射する燃焼噴射弁７４と、等が設けられている。一方、排気ポート６４へ接続する排気通路７５には、上流側より順に、上流側触媒７６と、過給機８０の排気タービン８２と、下流側の床下触媒７７と、排気消音装置８４と、が設けられている。

上流側触媒７６は、冷機時に速やかに昇温・活性化するように、排気タービン８２よりも上流側（燃焼室に近い側）であって、エンジンルーム内の内燃機関６０の近傍に配置される。一方、下流側の床下触媒７７は、この実施例では、排気温度や排気圧力の影響を抑えるために、排気タービン８２よりも更に下流側であって、排気昇温装置８４の近傍の車両床下位置に配置される。また、排気の空燃比を精度よく検出・制御するために、上流側触媒７６の前後に２つの空燃比センサ９１，９２が設けられている。

上記の過給機８０は、排気エネルギーを利用して過給を行う、いわゆるターボ式の過給機であり、排気ガスにより回転駆動される排気タービン８２のタービンロータ８４と、吸気を加圧・過給するコンプレッサ８１のホイール８３と、が同じシャフト８５上に固定されて一体的に回転する。

また上述したセンサの他、ノッキングを検出するノッキングセンサや、冷却水温を検出する水温センサ９３等が設けられ、これらセンサ類の検出信号は、制御部３０（図２参照）へ入力される。制御部３０は、各種エンジン制御処理を記憶・実行する機能を有し、上記センサ類の信号に基づいて、燃料噴射弁７４，点火装置６６，可変動弁装置３１及び後述する可変圧縮比機構３２のアクチュエータ等へ制御信号を出力し、その動作を制御する。

図２は、上記可変動弁装置３１の構成を示す構成説明図であり、この可変動弁装置３１は、吸気弁４１のリフト・作動角を変化させるリフト・作動角可変機構３４と、そのリフトの中心角の位相（クランクシャフトに対する位相）を進角もしくは遅角させる位相可変機構３５と、が組み合わされて構成されている。

まず、リフト・作動角可変機構３４を説明する。なお、このリフト・作動角可変機構３４は、本出願人が先に提案したものであるが、位相可変機構３５とともに特開２００２−８９３０３号公報や特開２００２−８９３４１号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。リフト・作動角可変機構３４は、シリンダヘッド上部の図示せぬカムブラケットに回転自在に支持された中空状の駆動軸３６と、この駆動軸３６に、圧入等により固定された偏心カム３７と、上記駆動軸３６の上方位置に同じカムブラケットによって回転自在に支持されるとともに駆動軸３６と平行に配置された制御軸３８と、この制御軸３８の偏心カム部３９に揺動自在に支持されたロッカアーム４０と、各吸気弁４１の上端部に配置されたタペット４２に当接する揺動カム４３と、を備えている。上記偏心カム３７とロッカアーム４０とはリング状リンク４４によって連係されており、ロッカアーム４０と揺動カム４３とは、アーム状リンク４５によって連係されている。

上記駆動軸３６は、後述するように、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して機関のクランクシャフトによって駆動されるものである。上記偏心カム３７は、円形外周面を有し、該外周面の中心が駆動軸３６の軸心から所定量だけオフセットしているとともに、この外周面に、リング状リンク４４の環状部４４ａが回転可能に嵌合されている。上記ロッカアーム４０は、略中央部が上記偏心カム部３９によって支持されており、その一端部に、上記リング状リンク４４の延長部４４ｂが連係しているとともに、他端部に、上記アーム状リンク４５の上端部が連係している。上記偏心カム部３９は、制御軸３８の軸心から偏心しており、従って、制御軸３８の角度位置に応じてロッカアーム４０の揺動中心は変化する。

上記揺動カム４３は、駆動軸３６の外周に嵌合して回転自在に支持されており、側方へ延びた端部に、上記アーム状リンク４５の下端部が連係している。この揺動カム４３の下面には、駆動軸３６と同心状の円弧をなす基円面と、該基円面から上記端部へと所定の曲線を描いて延びるカム面と、が連続して形成されており、これらの基円面ならびにカム面が、揺動カム４３の揺動位置に応じてタペット４２の上面に当接するようになっている。すなわち、上記基円面はベースサークル区間として、リフト量が０となる区間であり、揺動カム４３が揺動してカム面がタペット４２に接触すると、徐々にリフトしていくことになる。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のランプ区間が設けられている。

上記制御軸３８は、一端部に設けられたリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ４６によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。このリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ４６への油圧供給は、制御部３０からの制御信号に基づき、第１油圧制御部４７によって制御されている。

このリフト・作動角可変機構３４の作用を説明すると、駆動軸３６が回転すると、偏心カム３７のカム作用によってリング状リンク４４が上下動し、これに伴ってロッカアーム４０が揺動する。このロッカアーム４０の揺動は、アーム状リンク４５を介して揺動カム４３へ伝達され、該揺動カム４３が揺動する。この揺動カム４３のカム作用によって、タペット４２が押圧され、吸気弁４１がリフトする。ここで、リフト・作動角制御用油圧アクチュエータ４６を介して制御軸３８の角度が変化すると、ロッカアーム４０の初期位置が変化し、ひいては揺動カム４３の初期揺動位置が変化する。上記の偏心カム部３９の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、バルブリフト特性は連続的に変化する。つまり、リフトならびに作動角を、両者同時に、連続的に拡大，縮小させることができる。なお、この実施例では、リフト・作動角の大小変化に伴い、吸気弁４１の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。

次に、位相可変機構３５は、上記駆動軸３６の前端部に設けられたスプロケット４８と、このスプロケット４８と上記駆動軸３６とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる位相制御用油圧アクチュエータ４９と、から構成されている。上記スプロケット４８は、図示せぬタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、クランクシャフトに連動している。上記位相制御用油圧アクチュエータ４９への油圧供給は、制御部３０からの制御信号に基づき、第２油圧制御部５０によって制御されている。この位相制御用油圧アクチュエータ４９への油圧制御によって、スプロケット４８と駆動軸３６とが相対的に回転し、リフト中心角が遅進する。つまり、リフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、この変化も、連続的に得ることができる。位相可変機構３５としては、油圧式のものに限られず、電磁式アクチュエータを利用したものなど、種々の構成が可能である。

このようにリフト・作動角可変機構３４と位相可変機構３５とを組み合わせた可変動弁装置３１によれば、吸気弁開時期および吸気弁閉時期の双方をそれぞれ独立して任意に制御することが可能である。なお、リフト・作動角可変機構３４ならびに位相可変機構３５の制御としては、実際のリフト・作動角あるいは位相を検出するセンサを設けて、クローズドループ制御するようにしても良く、あるいは運転条件に応じて単にオープンループ制御するようにしても良い。

図３は、可変圧縮比機構３２の構成を示す構成説明図である。この機構３２は、ロアリンク４とアッパリンク５とコントロールリンク１０とを主体とした複リンク式ピストン−クランク機構から構成されている。クランクシャフト１は、複数のジャーナル部２とクランクピン３とを備えており、シリンダブロック１８の主軸受に、ジャーナル部２が回転自在に支持されている。上記クランクピン３は、ジャーナル部２から所定量偏心しており、ここにロアリンク４が回転自在に連結されている。カウンタウェイト１５は、ジャーナル部２とクランクピン３とを接続するクランクウェブ１６からクランクピン３とは反対側へ延びている。このカウンタウェイト１５は、クランクピン３を挟んで両側に互いに対向するように設けられており、その外周部は、ジャーナル部２を中心とした円弧形に形成されている。

上記ロアリンク４は、左右の２部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔に上記クランクピン３が嵌合している。アッパリンク５は、下端側が第１連結ピン６によりロアリンク４の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン７によりピストン８に回動可能に連結されている。上記ピストン８は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック１８のシリンダ１９内を往復動する。

ロアリンク４の運動を拘束するコントロールリンク１０は、上端側が第２連結ピン１１によりロアリンク４の他端に回動可能に連結され、下端側が制御軸１２を介して機関本体の一部となるシリンダブロック１８の下部に回動可能に連結されている。詳しくは、制御軸１２は、回転可能に機関本体に支持されているとともに、その回転中心から偏心している偏心カム部１２ａを有し、この偏心カム部１２ａに上記コントロールリンク１０下端部が回転可能に嵌合している。上記制御軸１２は、上記のエンジンコントロールユニットからの制御信号に基づいて作動する圧縮比制御アクチュエータによって回動位置が制御される。

上記のような複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構においては、上記制御軸１２が圧縮比制御アクチュエータによって回動されると、偏心カム部１２ａの中心位置、特に、機関本体に対する相対位置が変化する。これにより、コントロールリンク１０の下端の揺動支持位置が変化する。そして、上記コントロールリンク１０の揺動支持位置が変化すると、ピストン８の行程が変化し、ピストン上死点（ＴＤＣ）におけるピストン８の位置が高くなったり低くなったりする。これにより、機関圧縮比を変えることが可能となる。

また、上記の複リンク式可変圧縮比機構においては、リンクディメンジョンを適切に選定することにより、単振動に近いピストンストローク特性が得られる。特に、図４に示すように、一般的な単リンク式ピストン−クランク機構のピストンストローク特性に比べて、より単振動に近い特性とすることが可能であり、これによりピストン加速度を平準化し、ピストン上死点付近での最大慣性力を大幅に低減することができる。なお、上記の単振動に近いピストンストローク特性によれば、上死点付近でのピストン８の速度が、単リンク式ピストン−クランク機構のものに比べて、２０％近く遅くなる。

次に、ピストン８およびアッパリンク５の構造について説明する。図５及び図６は、本発明の内燃機関に用いられるピストン８の構造を示している。このピストン８は、アルミニウム合金を用いて一体に鋳造されたものであって、比較的厚肉な円盤状をなすピストン頭部２１の外周面に、複数本、例えば３本のピストンリング溝２２が形成されているとともに、ピストン８のスラスト−反スラスト方向となる周方向の一部に、上記外周面から円筒面に沿って延びるように、スカート部２３が形成されている。このスカート部２３は、ピストンピン７と直交する方向から見た投影形状が略矩形状をなし、そのピストンピン軸方向に沿った幅は、ピストンピン７の全長と略等しいか、あるいはピストンピン７の全長よりも短いものとなっている。つまり、スカート部２３は、周方向の非常に小さな範囲に設けられている。また、上記ピストン８の中心部つまり円盤状をなすピストン頭部２１の裏面中心部に、一対のピンボス部２４が形成されており、該ピンボス部２４に、ピストンピン７の端部が回転自在に嵌合するピン孔２５が貫通形成されている。上記ピン孔２５の内周には、軸方向に沿った一対の油溝２６が形成されている。

一方、アッパリンク５は、鋼製のものであり、図６に示すように、ピストン８側の一端にピストンピン７が圧入されている。また、ロアリンク４と連結されるアッパリンク５の他端は、図８に示すように、二股状に分岐し、上記第１連結ピン６の両端部を支持している。ここで、アッパリンク５における上方のピストンピン７の軸長と、下方の第１連結ピン６の軸長とは、互いに等しい。また、ピストンピン７が受ける荷重と第１連結ピン６が受ける荷重とは基本的に等しいので、ピストンピン７と第１連結ピン６とは、互いに等しい径とすることができる。また、一対のピンボス部２４およびピストンピン７からなるピストン連結構造のピストンピン軸方向の寸法は、ピストン８ないしはシリンダ１９の直径に比べて、かなり小さなものとなっている。

そして、ピストン８が下死点近傍にあるときに、クランクシャフト１のカウンタウェイト１５の最外径部が、図示するように、ピストンピン７を軸方向へ延長した延長線と交差するようになっている。換言すれば、ピストン８が下死点近傍にあるときに、ピストンピン７を保持したピンボス部２４の側方を、カウンタウェイト１５の最外径部が通過する。図７は、対比のために、従来の一般的な単リンク式ピストン−クランク機構１０１とピストン１０２とを組み合わせた場合の上死点から下死点までのピストンストロークを示している。これと図８とを比較すれば明らかなように、上記実施例の構成では、上死点から下死点までのピストンストロークが大幅に拡大し、排気量の拡大が可能である。例えば、２０％程度のピストンストロークの拡大、いわゆるロングストローク化が図れる。

また、図８から明らかなように、スカート部２３も小型化されていることから、上記のようにカウンタウェイト１５がピンボス部２４の側方を通過する際に、スカート部２３と干渉することはない。このようにスカート部２３を小型化すると、その剛性を大きく確保することは困難であるが、本発明が前提とする複リンク式ピストン−クランク機構においては、ピストン８を傾けようと作用するサイドスラスト荷重は、一般の単リンク式ピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるので、スカート部２３は最小の大きさで済む。具体的には、ピストン８に最大燃焼圧が作用するのは、膨張行程の前半であり、この付近でピストン頭部２１が最大荷重を受けることになるが、このとき、アッパリンク５は垂直に近い姿勢となり、シリンダ１９の軸線に対する傾きが非常に小さくなるように設定されている。特に、単リンク式ピストン−クランク機構の場合のコネクティングロッドの姿勢に比べて、シリンダ１９の軸線に対する傾きを、大幅に小さくすることが可能である。従って、サイドスラスト荷重が低減し、スカート部２３の小型化が可能となる。

さらに、上記の複リンク式ピストン−クランク機構の利点として、単振動に近いピストン−ストローク特性とすることで、ピストン加速度が平準化され、ピストン上死点付近での最大慣性力が大幅に低減する。従って、上記のように、ピストンピン７を保持するピンボス部２４の小型化が可能となる。

なお、図７に示した単リンク式ピストン−クランク機構１０１を用いた構成において、仮に、クランクピンのクランク半径を大きくしてピストンストロークをロングストローク化したとすると、ピストン１０２に作用するサイドスラスト荷重は一層大きくなり、スカート部の小型化が到底困難であるばかりか、実用機関としての成立が難しくなる。

また、本実施例は直列４気筒機関に好適である。一般に、直列４気筒機関の場合、ピストン８の慣性２次振動がピストンストローク拡大に伴い急増するため、ストロークの拡大で大排気量化を図ると、騒音振動特性が悪化し、品質を著しく損ねる問題があったが、本発明で用いる複リンク式ピストン−クランク機構では、単振動に近いピストンストローク特性となるため、このような騒音振動特性の悪化を回避できる。しかも、単振動に近いピストンストローク特性とすれば、上死点付近でのピストン８の速度が、単リンク式ピストン−クランク機構のものに比べて遅くなることから、同じ燃焼速度に対し十分に時間的な余裕が与えられることになり、気筒当たりの排気量が大きな燃焼室でも、良好な燃焼を確保できる。

そして、本実施例の過給機８０は、タービン８２及びコンプレッサ８１が比較的大きなサイズの高速型・大容量型のものであり、一例としては、タービン８２のハウジング入口部の最小断面積Ａと、このハウジング入口部の最小断面積Ａの中心からタービン中心までの距離Ｒとの比Ａ／Ｒが、大Ａ／Ｒ化されたものを使用している。すなわち、低・中回転の常用回転域では、タービン回転数があまり上昇せず、実質的に過給が行われることがなく、吸気圧力が略大気圧近傍となるように、Ａ／Ｒが大きく設定されている。

次に、図９〜図１１を参照して、本実施例の特徴的な構成及びその作用効果について従来例と比較参照しつつ説明する。なお、図において、「ＳＬＳ」は本実施例に係るピストンストロークの拡大つまりロングストローク化されたものを、「Ｓｔｄ」は本実施例よりも短いピストンストロークの従来例を、「大容量タービン過給（大Ａ／Ｒ過給）」は本実施例に係るタービン容量（例えばＡ／Ｒ）が大きく設定されたものを、「従来過給」は本実施例よりもタービン容量の小さい過給機（例えば小Ａ／Ｒ）を使用した従来例を、「ＮＡ」は自然吸気エンジンを適用した従来例を、「ＷＯＴ」はスロットル全開域をそれぞれ意味している。

従来例のように、小さいタービンサイズ（例えば小Ａ／Ｒ）の過給機を用いた場合、低回転域から過給が行われることから、過給により低回転からのトルク立ち上がりの応答性を高めることができる反面、過給圧の過度な上昇を回避するために、例えばウェストゲートによって排気ガスをバイパスさせる必要がある。

これに対して本実施例では、冷機時の触媒昇温性能を阻害することのないように、過給機８０の排気タービン８２を上流側触媒７６よりも下流に配置したものでありながら、複リンク式ピストン−クランク機構３２を利用したロングストローク化により大型化を招くことなく低速トルクを向上することができるので、過給に頼ることなく十分な低速トルクを確保して、低速側での良好な加速過渡応答性を得ることができる。また、ロングストローク化により十分な低速トルクが得られることから、排気タービン８２を、低回転からの過給圧の立ち上がりは遅いものの高回転で高効率となる大きなタービンサイズ（例えば大Ａ／Ｒ）のものとして、高回転側での出力性能を大幅に向上することできる。

従来例のように低回転域から過給が行われるものでは、高い排気圧力によるトルクの低下や排気ガスの吹き戻しによる吸気効率の低下やノック悪化等により加速過渡応答性の低下を招くのに対し、本実施例によれば、上記の大容量（例えば大Ａ／Ｒ）化によって、低・中回転域のような常用回転域では、吸気圧力や排気圧力が低く抑制されるので、低回転からのトルクの立ち上がりが自然吸気エンジンと同様に滑らかで応答性に優れたものとなり、かつ、排気温度の低下により燃料増量範囲が小さくなり、燃費性能が向上する。

また、高ブーストとなる高回転域で高いコンプレッサ効率となるように設定することで、コンプレッサ８１の出口温度を比較的低く抑制することができ、インタークーラを廃止することも可能である。また、インタークーラの廃止によりコンプレッサ７１の出口からコレクタ７３までの配管設計の自由度が増すために、圧力損失が低減し、出力が向上するという効果も得られる。

更に本実施例では、上記の可変動弁装置３１による吸気弁のバルブリルト特性の可変制御によって、吸入空気量をスロットル７１に依存することなく調整可能であるために、特に常用回転域である低・中回転域でのスロットル損失を抑制して十分なトルクを得ることができる。従って、この低・中回転域での過給要求を更に低減でき、上記のタービン８２の更なる大容量（例えば大Ａ／Ｒ）化により、排温・排圧の上昇を更に抑制し、タービン上流の触媒７６の過熱をより確実に防止することができる。

また本実施例のように、過給機８０のタービン８２よりも上流側に触媒７６を配置しているものでは、冷機時における触媒昇温促進効果が得られる反面、過給による排気圧力や排気温度の触媒７６への影響が懸念されるが、本実施例では、上記の大容量（例えば大Ａ／Ｒ）化によって排気温度や排気圧力を低く抑制することができ、上流側触媒７６への悪影響を回避することができる。

図１１は、コンプレッサ８１の作動線を比較したものである。従来例のように小型・小容量（例えば小Ａ／Ｒ）のタービンを用いた場合、低回転域でのサージングを生じることのないように、サージラインの制限により小容量のコンプレッサを用いる必要があり、このため、高回転・高負荷域でのコンプレッサ効率が低下する。これに対して本実施例のように大容量（例えば大Ａ／Ｒ）のタービンを用いた場合、低回転域で過給を必要としないので、サージラインの制限を受けることなく大容量のコンプレッサを用いることが可能となり、コンプレッサ作動線を常に高効率のものとすることができる。

図１２は本発明の他の実施例を示している。なお、図１に示す実施例と同一の構成要素には同じ参照符号を付し、重複する説明を省略する。この実施例では、大きな熱容量を持つ過給機８０によって下流側の床下触媒７７'の活性化遅れを回避するために、過給機８０のタービン８２'を床下触媒７７'よりも更に下流側に配置している。また、このようにタービン８２'よりも上流側に配置される床下触媒７７が排気温度や排気圧力による悪影響を受けることがないように、過給機８０の排気タービン８２'は上述した実施例と同等又はそれ以上に大容量（例えば大Ａ／Ｒ）化されている。

なお、上述した「小Ａ／Ｒ」、「大Ａ／Ｒ」とはそれぞれ「小容量タイプタービン」（低速型）、「大容量タイプタービン」（高速型）を示すものであるが、厳密には「小Ａ／Ｒ」「大Ａ／Ｒ」が必ずしも低速型、高速型とは限らず、より正確にはタービン等価面積が低速型、高速型を決めるものである。つまり、「小容量タイプタービン」（低速型）はタービン等価面積が狭く、小さなガス量でもタービンで詰まり易い（タービン前後差圧が生じ易い）ものを意味し、低回転からタービンが仕事を始める。一方、「大容量タイプタービン」（高速型）は小容量タイプタービンとは逆に、タービン等価面積が広く、小さなガス量ではタービンで詰まらずに、高回転になってガス量が大きくなると、適度に詰まってタービン前後差圧が発生し、タービンが仕事をするものである。このタービン等価面積を決める主要なパラメータは、タービン入口最小面積（ノズル）とタービンインペラである。従って、タービン等価面積を大きくするためには、タービンノズルを大きくしても良く、あるいはタービンインペラを大きくしても良い。

この発明の一実施例に係る内燃機関を示すシステム構成図。 可変動弁装置を簡略的に示す斜視態様図。 複リンク式ピストン−クランク機構を利用した可変圧縮比機構を示す構成図。 上記可変圧縮比機構によるピストンストローク特性を示す特性図。 ピストンの一部を切り欠いて示す斜視図。 下死点におけるピストンとカウンタウェイトとの位置関係を示す説明図。 従来のピストン−クランク機構におけるピストンストロークの説明図。 実施例におけるピストンストロークの説明図。 従来例及び実施例の排圧（排気圧力），ブースト（過給圧）及びトルクの変化を示す本実施例の作用説明図。 従来例（Ａ）及び本実施例（Ｂ）のトルク変化を示す作用説明図。 従来例（Ａ）及び本実施例（Ｂ）のコンプレッサ作動線を示す作用説明図。 過給機を床下触媒の下流側に配置した実施例を示すシステム構成図。

符号の説明

４…ロアリンク
５…アッパリンク
７…ピストンピン
８…ピストン
１０…コントロールリンク
１５…カウンタウェイト
２３…スカート部
２４…ピンボス部
３１…可変動弁装置
３２…可変圧縮比機構
８０…過給機
８２…タービン
７６…上流側触媒

Claims (9)

1. シリンダ内を往復動するピストンを有し、このピストンがピストン−クランク機構によりクランクシャフトに連結されている内燃機関において、
   排気のエネルギーを利用して過給を行うターボ式の過給機を備えるとともに、この過給機のタービンよりも上流側の排気通路に触媒が設けられ、
   かつ、上記クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部が、下死点近傍において、ピストンピンの軸方向への延長線と交差することを特徴とする内燃機関。
2. 上記ピストン−クランク機構は、一端がピストンにピストンピンを介して連結されるアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されるとともに、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されるとともに、他端が内燃機関本体に対して揺動可能に支持されるコントロールリンクと、を備えた複リンク式ピストン−クランク機構であることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
3. 上記ピストンピンの軸長と上記第１連結ピンの軸長とがほぼ等しいことを特徴とする請求項２に記載の内燃機関。
4. 上記ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えており、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長と略等しいことを特徴とする請求項２又は３に記載の内燃機関。
5. 上記ピストンが最大燃焼荷重を受ける位置にあるときに、上記アッパリンクのシリンダ軸線に対する傾きが、単リンクのピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるように、上記複リンク式ピストン−クランク機構のリンク構成が設定されていることを特徴とする請求項２〜４のいずれかに記載の内燃機関。
6. クランクシャフトの回転に対する上記ピストンのピストンストローク特性が、単リンクのピストン−クランク機構における特性よりも単振動に近い特性となるように、上記複リンク式ピストン−クランク機構のリンク構成が設定されていることを特徴とする請求項２〜５のいずれかに記載の内燃機関。
7. 吸気弁のバルブリフト特性を変更することにより吸入空気量を調整可能な可変動弁装置を備えることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関。
8. 常用の回転域での吸気圧力が大気圧近傍であることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の内燃機関。
9. 上記過給機のタービンの効率が、エンジン回転数に対して略単調増加であることを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の内燃機関。

Images