JP2012012949A - 自動車搭載用ディーゼルエンジン - Google Patents

Abstract

【課題】自動車搭載用の、特に低圧縮比（１２〜１５）のディーゼルエンジン１において、燃料の着火性を確実に確保する。
【解決手段】エンジン１は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に排気弁２２を開弁することによって排気の一部を気筒１１ａ内に導入すると共に、吸気通路３０を絞るように構成される。吸気行程時に開弁される排気弁２２の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における吸気弁２１の閉弁前に設定される。吸気弁２１のリフトカーブにおいて定義される吸気開弁面積Ｓ_Ｉ［mm・deg］に対する、吸気行程時の排気弁２２の排気開弁面積Ｓ_Ｅの比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、幾何学的圧縮比εに対し、
０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７
の関係を満たすように、排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定される。
【選択図】図４

Description

ここに開示する技術は、自動車搭載用ディーゼルエンジンに関し、特に幾何学的圧縮比が１２以上１５以下に設定された、比較的低圧縮比のディーゼルエンジンに関する。

軽油を主体とした燃料が気筒内に供給され、その燃料が圧縮自己着火により燃焼するディーゼルエンジンでは、ＮＯｘ排出量の低減を目的の１つとして、その幾何学的圧縮比を、例えば１５以下といった、比較的低い圧縮比にすることが行われている。つまり、低い圧縮比は気筒内の燃焼を緩慢にし、ＮＯｘの生成を抑制する（例えば特許文献１参照）。また、エンジンの低圧縮比化は機械抵抗損失を低減させるため、エンジンの熱効率を向上させる点でも有利である。

特開２００８−２６１２３６号公報

ところが、ディーゼルエンジンの幾何学的圧縮比を低く設定した場合には、圧縮端温度がその分、低くなってしまうため、例えばエンジンの低負荷かつ低回転の運転領域においては自着火条件を満足し難くなってしまう。また特に、特許文献１にも記載されているように、ディーゼルエンジンにおいては、供給される燃料の性状によって、セタン価が低いほど着火性能が低くなってしまうため、運転条件及び燃料の性状に係る要因が組み合わさったときには、自着火条件がさらに成立し難くなってしまう。ディーゼルエンジンの低圧縮比化を図る上では、そのエンジンの運転条件や、供給される燃料の性状如何に拘わらず、燃料の着火性を確実に確保することが重要である。

ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、自動車搭載用の、特に低圧縮比のディーゼルエンジンにおいて、燃料の着火性を確実に確保することにある。

ここに開示する技術は、幾何学的圧縮比が１２以上１５以下に設定された比較的低圧縮比のディーゼルエンジンにおいて、特に低負荷かつ低回転の運転領域では、吸気行程時に排気弁を開弁（再開弁）することによって気筒内に内部ＥＧＲガスを導入して、圧縮端温度を高める構成としたものである。そして、その前提構成において、自着火条件を満足させるためには、圧縮端温度を最低限、どれだけ上昇させなければならないか、という観点から、その圧縮端温度の上昇分を達成することのできる、吸気行程時における排気弁のリフト特性を特定した技術である。

具体的に、ここに開示するディーゼルエンジンは、吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ排気ガスの一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備える。

前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって前記排気ガスの一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成され、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されている。

そして、前記吸気弁のリフトカーブにおいて定義される吸気開弁面積Ｓ_Ｉ［mm・deg］に対する、前記吸気行程時の前記排気弁のリフトカーブにおいて定義される排気開弁面積Ｓ_Ｅ［mm・deg］の比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（１）
の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている。

ここで、吸気開弁面積Ｓ_Ｉ［mm・deg］は、横軸をクランク角θ［deg］、縦軸を吸気弁のリフト量Ｌ_Ｉ（θ）［mm］とした吸気弁のリフトカーブにおける、開弁期間（θ_ＩＯ−θ_ＩＣ）に対応する面積（Ｓ_Ｉ＝∫_θＩＯ ^θＩＣＬ_Ｉ（θ）・ｄθ）で定義され、同様に、排気開弁面積Ｓ_Ｅ［mm・deg］は、横軸をクランク角θ［deg］、縦軸を吸気行程時の排気弁のリフト量Ｌ_Ｅ（θ）［mm］とした排気弁のリフトカーブにおける、開弁期間（θ_ＥＯ−θ_ＥＣ）に対応する面積（Ｓ_Ｅ＝∫_θＥＯ ^θＥＣＬ_Ｅ（θ）・ｄθ）で定義される。

さらに、吸気行程時の排気弁の閉弁タイミングは、吸気工程終期乃至圧縮行程初期における吸気弁の閉弁タイミングよりも早い所定タイミングに設定されることで、少なくとも吸気工程初期は排気弁が開弁せず、吸気工程中盤から後半にかけて排気弁が開弁するように設定される。尚、吸排気弁の開弁タイミング及び閉弁タイミングは、開き側緩衝部、揚程部、閉じ側緩衝部に区分される吸排気弁のリフトカーブにおいて、開き側緩衝部と揚程部との切り換わり時点を開弁タイミングとし、揚程部と閉じ側緩衝部との切り換わり時点が閉弁タイミングと定義してもよい。具体的な例としては、吸排気弁それぞれの０．５ｍｍリフト時点を、開弁タイミング及び閉弁タイミングと設定してもよい。

吸気工程における吸気弁のリフト特性は、エンジンの基本特性として一義的に決定され得るため、吸気開弁面積Ｓ_Ｉは所定値で一定となる。このことから、排気開弁面積Ｓ_Ｅと開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとは比例し、排気開弁面積Ｓ_Ｅを大きくすればするほど、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉは大きくなる。従って、０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを満たすように排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定することは、排気開弁面積Ｓ_Ｅを所定値以上に大きくすることと等価である。前記の関係式（１）を満足することは、排気開弁面積Ｓ_Ｅを所定値以上に大きくし、所定量以上の内部ＥＧＲガス量を気筒内に導入することで、圧縮端温度が上昇し、自着火条件が満足することを意味する。

すなわち、前記の関係式（１）に含まれるパラメータである開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉは、後述するように、吸気行程中に導入される新気及び外部ＥＧＲガス量（排気還流通路を通じて還流される排気ガス量）をも考慮しつつ、気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量に関係するパラメータであり、前述したように、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ が大きくなればなるほど気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量が増え、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ が小さくなればなるほど気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量が減る、という特性を有している。そして、前記の関係式（１）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値０．０１×（１５−ε）＋０．０２は、エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対し、自着火条件を満足するために最低限必要な値としての下限値であり、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを当該下限値以上に設定することによって、最低限必要な内部ＥＧＲガス量が気筒内に導入されて、自着火条件が満足する程度に圧縮端温度が上昇することになる。

ここで、前記の関係式を導出するにあたり設定する自着火条件は、燃料の性状を、着火性能が最も低い性状として設定することが望ましく、前記の関係式（１）は、エンジンに使用され得る限度で最も低いセタン価の燃料を想定して算出している。これによって、セタン価が最も低い燃料が使用される場合でも、前記の関係式（１）を満足する限り、自着火条件を満足させることが可能になる。尚、セタン価が比較的高い燃料が使用される場合には、前記の関係式（１）を満足することによって自着火条件が満足し得ることは、言うまでもない。

また、前記関係式（１）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、幾何学的圧縮比εが大きいほど小さくなり、幾何学的圧縮比εが小さいほど大きくなる。すなわち、幾何学的圧縮比εが大きいほど圧縮端温度は高くなるため、自着火条件を満足させるために最低限必要となる圧縮端温度の上昇分は小さくなり、気筒内に導入する内部ＥＧＲガス量は少なくてすむ一方で、幾何学的圧縮比εが小さいほど圧縮端温度は低くなるため、自着火条件を満足させるために最低限必要となる圧縮端温度の上昇分は大きくなり、気筒内に導入する内部ＥＧＲガス量は多くしなければならないのである。

さらに、前記関係式（１）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、エンジン本体を空気過剰率λ＝１．０で運転するとした場合に導出された下限値である。つまり、煤やＮＯｘ等についての排気エミッション性能を考慮すれば、エンジン本体は空気過剰率λ＝１．０付近で運転することが望ましい。このことから、空気過剰率λ＝１．０を満たすように吸気通路を絞った条件において、排気還流通路を通じて吸気に還流する排気ガス量（外部ＥＧＲガス量）を考慮して、前記の下限値を設定している。これに対し、例えば加速等のエンジン本体の負荷変動を考慮して、空気過剰率λ＝１．１でエンジン本体を運転するとしてもよい。この場合は、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが
０．０１×（１５−ε）＋０．０２５≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（１−２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定すればよい。すなわち、同一圧縮比で比較した場合は、空気過剰率λ＝１．０から１．１に変更することによって、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値が大きくなり、必要最小限の排気開弁面積Ｓ_Ｅが大きくなる。つまり、内部ＥＧＲガス量を多くしなければならないことを意味する。これは、空気過剰率λが１．０から１．１に高くなる分だけ、吸気通路の絞り量を減らして新気量を増やす一方で、吸気負圧が減ることに伴い排気還流通路を通じた外部ＥＧＲガス量が低下するためである。その外部ＥＧＲガス量の低下分を、排気弁の開弁面積を増やして、換言すれば内部ＥＧＲガス量を増やして補う必要があるのである。

前記の関係式（１）又は（１−２）における、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値である０．１７は、当該エンジン本体を空気過剰率λ＝１．１で運転するとした場合の上限値として設定されている。すなわち、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが０．１７よりも大きくなるように、排気開弁面積Ｓ_Ｅを比較的大きく設定したのでは、気筒内に導入されるＥＧＲガス量が多くなりすぎて、空気過剰率λ＝１．１を満足させる上で必要な量の新気が気筒内に入らなくなるのである。

こうして、前記の関係式（１）又は（１−２）を満足するように排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定し、それに応じて吸気行程時の排気弁のリフト特性を設定することにより、低負荷かつ低回転時において、また、着火性能の低い燃料であっても、燃料の着火性を確実に確保し得る。このことは、幾何学的圧縮比が１２〜１５に設定される、比較的低圧縮比のディーゼルエンジンを実現する。この低圧縮比のディーゼルエンジンは、燃焼の緩慢化によりＮＯｘ排出を大幅に低減して、高い排気エミッション性能を有すると共に、機械抵抗損失の低減に伴い熱効率が向上することで、燃費性能にも優れたエンジンである。

ここに開示する別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気開弁面積Ｓ_Ｉと排気開弁面積Ｓ_Ｅとの比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
０．０３×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（２）
の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている。

ここで、前記の、吸気通路を「絞らない」ことには、吸気通路上にスロットル弁を設けていないこと、及び、吸気通路上にスロットル弁を設けているものの、相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときにはそのスロットル弁を全開にしておくこと、の双方を含み得る。

吸気通路を絞らないことによって吸気負圧が減るから、排気還流通路を通じた外部ＥＧＲガス量は、吸気通路を絞る場合に比べて低下し得る。その低下分、前記の関係式（１）に対して、関係式（２）は、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値が大に設定される。つまり、排気開弁面積Ｓ_Ｅが相対的に大に設定されることで、内部ＥＧＲガス量が増大し、圧縮端温度をさらに高め得るのである。また、吸気負圧の減少は、同一の開弁面積比において、内部ＥＧＲガス量を低下させるから、吸気通路を絞らないときには、内部ＥＧＲガス量を増やすために開弁面積比の変化をより大きくしなければならず、このことが、関係式（１）等と、関係式（２）との傾きの差を生む。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気開弁面積Ｓ_Ｉと排気開弁面積Ｓ_Ｅとの比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
０．０１×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（３）
の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている。

ここで、「排気弁の開弁タイミングが、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている」ことは、吸気上死点後に排気弁が開弁される、と言い換えることもできる。つまり、排気行程において開閉された排気弁が、その排気行程に続く吸気行程中に開弁する上で、排気弁の閉弁後、所定の緩衝期間を経た後に開弁させる必要があるのである。このことはまた、吸気工程の前半に排気弁が開弁されることを意味し、少なくとも吸気工程の前半に内部ＥＧＲガスが気筒内に導入され得る。このような吸気工程の前半に内部ＥＧＲガスが気筒内に導入され得る条件下では、前述した吸気工程初期に排気弁が閉じている条件に比べて、気筒内に新気が入り難くなり得る。そのため、関係式（３）においては、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値は、前述した関係式（１）等の上限値０．１７よりも低い、０．１５に設定される。この上限値０．１５も前記と同様に、空気過剰率λ＝１．１とした場合の上限値であり、気筒内に新気が入りにくい分、内部ＥＧＲガス量を制限しなければ、気筒内の新気量が不足して空気過剰率λ＝１．１を満足しなくなるのである。

また、前記関係式（３）もまた、空気過剰率λ＝１．０を満たすように吸気通路を絞った場合に得られる式であり、関係式（３）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、関係式（１）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値よりも大きい。これは、関係式（３）において、前述したように新気が気筒内に入りにくい条件となり得るため、空気過剰率λ＝１．０を満足させる上では吸気通路を絞らない乃至余り絞らないようにしなければならず、吸気負圧が相対的に減って、外部ＥＧＲガス量が減少するためである。つまり、外部ＥＧＲガス量の減少分を補うように内部ＥＧＲガス量を増量させるべく、排気弁の開弁面積Ｓ_Ｅは大きく設定しなければならない。

また、関係式（３）の条件に対し、エンジン本体を空気過剰率λ＝１．１で運転するとした場合は、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが
０．０１×（１５−ε）＋０．０３５≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（３−２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定すればよい。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気開弁面積Ｓ_Ｉと排気開弁面積Ｓ_Ｅとの比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
０．０３×（１５−ε）＋０．０４≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（４）
の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている。

前記エンジン本体は、各気筒に対し２つの吸気弁及び２つの排気弁を有していて、前記吸気行程時には、前記吸気弁を２つとも開弁する一方、前記排気弁を１つのみ開弁するように構成されている、としてもよい。尚、前記の関係式（１）（１−２）（２）（３）（３−２）（４）は全て、吸気開弁面積Ｓ_Ｉは２弁分の開弁面積、排気開弁面積Ｓ_Ｅは１弁分の開弁面積として算出したものである。

前記吸気弁及び排気弁はそれぞれ、所定のリフトカーブでリフトするポペット弁であり、前記吸気弁のリフトカーブと排気弁のリフトカーブ（特に吸気行程時に開弁する際のリフトカーブ）とは、互いに相似形となるように設定されている、としてもよい。

以上説明した各関係式は、吸気行程中の排気弁のリフト特性を代表するパラメータであると共に、気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量に関係するパラメータとして、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを採用した関係式であるが、気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量に関係するパラメータとしては、例えば吸気行程中の排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）を採用することも可能である。つまり、開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が長くなればなるほど内部ＥＧＲガス量が増大し、圧縮端温度の上昇分が大きくなる一方、開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が短くなればなるほど内部ＥＧＲガス量が減少し、圧縮端温度の上昇分が小さくなるのである。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］（但し、０．５ｍｍリフト時点を開弁タイミングθ_ＥＯ／閉弁タイミングθ_ＥＣと定義する）が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
９×（１５−ε）＋９５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（５）
の関係を満たすように設定されている。

前記関係式（５）の下限値は、空気過剰率λ＝１．０とした場合の値であり、これを空気過剰率λ＝１．１と仮定した場合には、前記の関係式は、
９×（１５−ε）＋９８≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（５−２）
となる。尚、関係式（５）（５−２）における上限値は、空気過剰率λ＝１．１とした場合の値である。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
１４×（１５−ε）＋１０５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（６）
の関係を満たすように設定されている。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
９×（１５−ε）＋１００≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（７）
の関係を満たすように設定されている。

空気過剰率λ＝１．１と仮定する場合には、前記の関係式（７）は、
９×（１５−ε）＋１０３≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（７−２）
となる。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
９×（１５−ε）＋１１０≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（８）
の関係を満たすように設定されている。

以上説明したように、前記の自動車搭載用ディーゼルエンジンによると、幾何学的圧縮比が１２以上１５以下の比較的低圧縮比のエンジンにおいて、吸気行程時の排気弁のリフト特性を所定の関係式を満足するように設定することで、圧縮端温度が上昇して燃料の着火性を確実に確保し得るため、排気エミッション性能及び燃費性能を共に高めたエンジンが実現する。

ディーゼルエンジンの構成を示す概略図である。 ディーゼルエンジンの制御に係るブロック図である。 気筒における吸気弁及び排気弁の配置の一例である。 排気弁の閉弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、エンジンの幾何学的圧縮比εと開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとの関係における圧縮端温度上昇分に係るコンター図である。 排気弁の閉弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、吸気弁及び排気弁のリフトカーブの一例を示す図である。 排気弁の閉弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、エンジンの幾何学的圧縮比εと排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）との関係における圧縮端温度上昇分に係るコンター図である。 排気弁の開弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、エンジンの幾何学的圧縮比εと開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとの関係における圧縮端温度上昇分に係るコンター図である。 排気弁の開弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、吸気弁及び排気弁のリフトカーブの一例を示す図である。 排気弁の開弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、エンジンの幾何学的圧縮比εと排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）との関係における圧縮端温度上昇分に係るコンター図である。

以下、実施形態に係るディーゼルエンジンを図面に基づいて説明する。尚、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎない。図１，２は、実施形態に係るエンジン１の概略構成を示す。このエンジン１は、車両に搭載されると共に、軽油を主成分とした燃料が供給されるディーゼルエンジンであって、複数の気筒１１ａ（１つのみ図示）が設けられたシリンダブロック１１と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯溜されたオイルパン１３とを有している。このエンジン１の各気筒１１ａ内には、ピストン１４が往復動可能にそれぞれ嵌挿されていて、このピストン１４の頂面にはリエントラント形燃焼室１４ａを区画するキャビティが形成されている。このピストン１４は、コンロッド１４ｂを介してクランクシャフト１５と連結されている。

前記シリンダヘッド１２には、各気筒１１ａ毎に吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されているとともに、これら吸気ポート１６及び排気ポート１７の燃焼室１４ａ側の開口を開閉する吸気弁２１及び排気弁２２がそれぞれ配設されている。図３に概略的に示すように、各気筒１１ａには、２つの吸気ポート１６及び２つの排気ポート１７がそれぞれ開口しており、これによって各気筒１１ａには、２つの吸気弁２１及び２つの排気弁２２がそれぞれ配設されている。

これら吸排気弁２１，２２をそれぞれ駆動する動弁系において、排気弁側には、当該排気弁２２の作動モードを通常モードと特殊モードとに切り替える油圧作動式の可変機構（図２参照。以下、ＶＶＭ（Variable Valve Motion）と称する）が設けられている。このＶＶＭ７１は、その構成の詳細な図示は省略するが、カム山を１つ有する第１カムとカム山を２つ有する第２カムとの、カムプロファイルの異なる２種類のカム、及び、その第１及び第２カムのいずれか一方のカムの作動状態を選択的に排気弁に伝達するロストモーション機構を含んで構成されており、第１カムの作動状態を排気弁２２に伝達しているときには、排気弁２２は、排気行程中において一度だけ開弁される通常モードで作動するのに対し、第２カムの作動状態を排気弁２２に伝達しているときには、排気弁２２が、排気行程中において開弁すると共に、吸気行程中においても開弁するような、いわゆる排気の二度開きを行う特殊モードで作動する。吸気行程中において開弁する排気弁２２は、各気筒において２つの排気弁２２の内の１つのみである。尚、言うまでもなく、排気行程中において開弁する排気弁２２は、各気筒において２つの排気弁２２であり、吸気行程中において開弁する吸気弁２１は、各気筒において２つの吸気弁２１である。

ＶＶＭ７１の通常モードと特殊モードとの切り替えは、エンジン駆動の油圧ポンプ（図示省略）から供給される油圧によって行われ、特殊モードは、後述するように、内部ＥＧＲに係る制御の際に利用され得る。尚、こうした通常モードと特殊モードとの切り替えを可能にする上で、排気弁２２を電磁アクチュエータによって駆動する電磁駆動式の動弁系を採用してもよい。

また、前記シリンダヘッド１２には、燃料を噴射するインジェクタ１８と、エンジン１の冷間時に吸入空気を暖めて燃料の着火性を高めるためのグロープラグ１９とが設けられている。前記インジェクタ１８は、その燃料噴射口が燃焼室１４ａの天井面から該燃焼室１４ａに臨むように配設されていて、圧縮行程上死点付近で燃焼室１４ａに燃料を直接噴射供給するようになっている。

前記エンジン１の一側面には、各気筒１１ａの吸気ポート１６に連通するように吸気通路３０が接続されている。一方、前記エンジン１の他側面には、各気筒１１ａの燃焼室１４ａからの既燃ガス（排気ガス）を排出する排気通路４０が接続されている。これら吸気通路３０及び排気通路４０には、詳しくは後述するが、吸入空気の過給を行う大型ターボ過給機６１と小型ターボ過給機６２とが配設されている。

吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設されている。一方、吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、各気筒１１ａ毎に分岐する独立通路とされ、これら各独立通路の下流端が各気筒１１ａの吸気ポート１６にそれぞれ接続されている。

吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とサージタンク３３との間には、大型及び小型ターボ過給機６１，６２のコンプレッサ６１ａ，６２ａと、該コンプレッサ６１ａ，６２ａにより圧縮された空気を冷却するインタークーラ３５と、前記各気筒１１ａの燃焼室１４ａへの吸入空気量を調節するスロットル弁３６とが配設されている。このスロットル弁３６は、基本的には全開状態とされるが、エンジン１の停止時には、ショックが生じないように全閉状態とされる。

前記排気通路４０の上流側の部分は、各気筒１１ａ毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された独立通路と該各独立通路が集合する集合部とを有する排気マニホールドによって構成されている。

この排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、上流側から順に、小型ターボ過給機６２のタービン６２ｂ、大型ターボ過給機６１のタービン６１ｂと、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置４１と、サイレンサ４２とが配設されている。

この排気浄化装置４１は、酸化触媒４１ａと、ディーゼルパティキュレートフィルタ（以下、フィルタという）４１ｂとを有しており、上流側から、この順に並んでいる。酸化触媒４１ａ及びフィルタ４１ｂは１つのケース内に収容されている。前記酸化触媒４１ａは、白金又は白金にパラジウムを加えたもの等を担持した酸化触媒を有していて、排気ガス中のＣＯ及びＨＣが酸化されてＣＯ_２及びＨ_２Ｏが生成する反応を促すものである。また、前記フィルタ４１ｂは、エンジン１の排気ガス中に含まれる煤等の微粒子を捕集するものである。尚、フィルタ４１ｂに酸化触媒をコーティングしてもよい。後述するように、このエンジン１は、低圧縮比化によりＮＯｘの生成を大幅に低減乃至無くしており、ＮＯｘ触媒の省略を可能にしている。

前記吸気通路３０における前記サージタンク３３とスロットル弁３６との間の部分（つまり小型ターボ過給機６２の小型コンプレッサ６２ａよりも下流側部分）と、前記排気通路４０における前記排気マニホールドと小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂとの間の部分（つまり小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂよりも上流側部分）とは、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流するための排気ガス還流通路５１によって接続されている。この排気ガス還流通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するための排気ガス還流弁５１ａ及び排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２とが配設されている。

大型ターボ過給機６１は、吸気通路３０に配設された大型コンプレッサ６１ａと、排気通路４０に配設された大型タービン６１ｂとを有している。大型コンプレッサ６１ａは、吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とインタークーラ３５との間に配設されている。一方、大型タービン６１ｂは、排気通路４０における排気マニホールドと酸化触媒４１ａとの間に配設されている。

小型ターボ過給機６２は、吸気通路３０に配設された小型コンプレッサ６２ａと、排気通路４０に配設された小型タービン６２ｂとを有している。小型コンプレッサ６２ａは、吸気通路３０における大型コンプレッサ６１ａの下流側に配設されている。一方、小型タービン６２ｂは、排気通路４０における大型タービン６１ｂの上流側に配設されている。

すなわち、吸気通路３０においては、上流側から順に大型コンプレッサ６１ａと小型コンプレッサ６２ａとが直列に配設され、排気通路４０においては、上流側から順に小型タービン６２ｂと大型タービン６１ｂとが直列に配設されている。これら大型及び小型タービン６１ｂ，６２ｂが排気ガス流により回転し、これら大型及び小型タービン６１ｂ，６２ｂの回転により、該大型及び小型タービン６１ｂ，６２ｂとそれぞれ連結された前記大型及び小型コンプレッサ６１ａ，６２ａがそれぞれ作動する。

小型ターボ過給機６２は、相対的に小型のものであり、大型ターボ過給機６１は、相対的に大型のものである。すなわち、大型ターボ過給機６１の大型タービン６１ｂの方が小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂよりもイナーシャが大きい。

そして、吸気通路３０には、小型コンプレッサ６２ａをバイパスする小型吸気バイパス通路６３が接続されている。この小型吸気バイパス通路６３には、該小型吸気バイパス通路６３へ流れる空気量を調整するための小型吸気バイパス弁６３ａが配設されている。この小型吸気バイパス弁６３ａは、無通電時には全閉状態（ノーマルクローズ）となるように構成されている。

一方、排気通路４０には、小型タービン６２ｂをバイパスする小型排気バイパス通路６４と、大型タービン６１ｂをバイパスする大型排気バイパス通路６５とが接続されている。小型排気バイパス通路６４には、該小型排気バイパス通路６４へ流れる排気量を調整するためのレギュレートバルブ６４ａが配設され、大型排気バイパス通路６５には、該大型排気バイパス通路６５へ流れる排気量を調整するためのウエストゲートバルブ６５ａが配設されている。レギュレートバルブ６４ａ及びウエストゲートバルブ６５ａは共に、無通電時には全開状態（ノーマルオープン）となるように構成されている。

このように構成されたディーゼルエンジン１は、パワートレイン・コントロール・モジュール（以下、ＰＣＭという）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が制御装置を構成する。ＰＣＭ１０には、図２に示すように、エンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１、サージタンク３３に取り付けられて、燃焼室１４ａに供給される空気の圧力を検出する過給圧センサＳＷ２、吸入空気の温度を検出する吸気温度センサＳＷ３、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ４、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ５、及び、排気中の酸素濃度を検出するＯ_２センサＳＷ６の検出信号が入力され、これらの検出信号に基づいて種々の演算を行うことによってエンジン１や車両の状態を判定し、これに応じてインジェクタ１８、グロープラグ１９，動弁系のＶＶＭ７１、各種の弁３６、５１ａ、６３ａ、６４ａ、６５ａのアクチュエータへ制御信号を出力する。

そうして、このエンジン１は、その幾何学的圧縮比を１２以上１５以下とした、比較的低圧縮比となるように構成されており、これによって排気エミッション性能の向上及び熱効率の向上を図るようにしている。一方で、幾何学的圧縮比を低く設定することに伴い、特に低負荷かつ低回転側の運転領域においては圧縮端温度が低くなり、自着火し難くなる虞があると共に、エンジン１に供給される燃料の性状によっては（例えばセタン価の低い燃料では）、自着火条件を満足しなくなる虞がある。

そこで、前記のエンジン１では、前記の排気ガス還流通路５１を通じた排気ガスの還流（外部ＥＧＲガス）、及び、ＶＶＭ７１の制御を通じた排気ガスの気筒１１ａ内への導入（内部ＥＧＲガス）を行い、これによって、少なくともエンジン１の低負荷かつ低回転側の運転領域では、比較的大量のＥＧＲガスを気筒１１ａ内に導入して圧縮端温度を高めるようにしている。特に前記の低圧縮比エンジン１では、その運転条件や燃料の性状に拘わらず、燃料の着火性を確実に確保するために、吸気行程中における排気弁２２のリフト特性を、幾何学的圧縮比に応じた所定の特性に設定している点が特徴的である。以下、この排気弁２２のリフト特性について、図を参照しながら説明する。

図４は、エンジン１の幾何学的圧縮比ε（横軸）と、排気開弁面積Ｓ_Ｅと吸気開弁面積Ｓ_Ｉとの面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ（縦軸）との関係によって決定される圧縮端温度の上昇分の大きさ（ΔＴ）を示している。ここで、排気開弁面積Ｓ_Ｅ及び吸気開弁面積Ｓ_Ｉはそれぞれ、図５に示す排気弁２２のリフトカーブ（実線参照）及び吸気弁２１のリフトカーブ（破線参照）において定義される。つまり、クランク角θ（deg）の関数としての排気弁２２のリフトカーブＬ_Ｅ（θ）（但し、吸気行程中のリフトカーブ）の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）に対応する面積として、排気開弁面積Ｓ_Ｅは定義され、同じく吸気弁２１のリフトカーブＬ_Ｉ（θ）の開弁期間（θ_ＩＣ−θ_ＩＯ）に対応する面積として吸気開弁面積Ｓ_Ｉは定義される。つまり、
排気開弁面積Ｓ_Ｅ＝∫_θＥＯ ^θＥＣＬ_Ｅ（θ）ｄθ ［mm・deg］
吸気開弁面積Ｓ_Ｉ＝∫_θＩＯ ^θＩＣＬ_Ｉ（θ）ｄθ ［mm・deg］
であるが、前述したように、吸気行程中においては、吸気弁２１は２弁とも開弁される一方で、排気弁２２は１弁のみ開弁されることから、排気開弁面積Ｓ_Ｅは１弁分として、吸気開弁面積Ｓ_Ｉは２弁分として定義する（つまり、Ｓ_Ｉ＝∫_θＩＯ ^θＩＣＬ_Ｉ（θ）ｄθ×２）。尚、以下で説明する各関係式の算出に際しては、吸気弁２１の直径Ｄ_Ｉを２６ｍｍに、排気弁２２の直径Ｄ_Ｅを２２．５ｍｍにそれぞれ設定している（図３も参照）。

また、吸気行程中に開弁される排気弁２２のリフトカーブは、吸気弁２１のリフトカーブとほぼ相似形に設定されていると共に、その吸気行程中の排気弁２２の閉弁タイミングは、吸気行程終期の吸気弁２１の閉弁タイミング前に設定される。具体的には、排気弁２２の閉弁タイミングを、吸気上死点後２００°ＣＡに設定している。以下においては、この条件を「排気弁２２の閉弁タイミングを設定した条件」と呼ぶ場合がある。尚、吸気弁２１及び排気弁２２の開弁タイミング及び閉弁タイミングはそれぞれ、開き側緩衝部、揚程部、閉じ側緩衝部に区分される吸気弁２１及び排気弁２２のリフトカーブにおいて、開き側緩衝部と揚程部との切り換わり時点を開弁タイミングθ_Ｏとし、揚程部と閉じ側緩衝部との切り換わり時点を閉弁タイミングθ_Ｃと定義してもよい。より具体的には、吸気弁２１及び排気弁２２それぞれの０．５ｍｍリフト時点を、開弁タイミング及び閉弁タイミングと設定してもよい。

排気弁２２の閉弁タイミングを設定した条件では、吸気行程の初期においては排気弁２２が閉弁しているため、この吸気行程初期において、新気が気筒内に導入しやすいことになる。これは特に、例えば車両の加速時等の、エンジン負荷を増大させるときに有利になり得る。

そうして図４は、前述したように、エンジンの幾何学的圧縮比εと、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとの関係によって決定される圧縮端温度の上昇分の大きさ（ΔＴ）に係るコンター図（等値線図）を示している。つまり、エンジンの幾何学的圧縮比εに対し、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉをどう設定すれば、どの程度の圧縮端温度の上昇が見込めるかを示す図であり、図４における破線は、温度上昇分の等温度線を示している。図４に示すコンター図は、図５に白抜きの矢印で示すように、吸気行程中の排気弁２２の閉弁タイミングを一致させた（吸気上死点後２００°ＣＡ）条件下で、その排気弁２２のリフトカーブをほぼ相似形で変更させることで排気弁開弁面積Ｓ_Ｅを変更しながら、後述するように所定のエンジン１の運転条件下で、エンジン１の幾何学的圧縮比毎に、圧縮端温度を推定演算することによって得られたものである。

ここで、吸気弁開弁面積Ｓ_Ｉは、エンジン１の基本特性から、所定の一定値に設定される。従って、排気弁開弁面積Ｓ_Ｅを変更することに伴い、図４の縦軸に示す開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉは、それに比例して変更されることになる。このことは、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが大きくなればなるほど、排気開弁面積Ｓ_Ｅが大きくなるため、気筒１１ａ内に導入される内部ＥＧＲガス量が増大し、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが小さくなればなるほど、排気開弁面積Ｓ_Ｅが小さくなるため、気筒１１ａ内に導入される内部ＥＧＲガス量が減少する、ことを意味する。

そうして図４に示す太実線は、それぞれ、相対的に低負荷かつ低回転側の所定のエンジン１の運転条件下で、自着火条件を満足するために必要最低限の開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを示している。すなわち、
ｙ＝０．０１×（１５−ε）＋０．０２ …（１ａ）
は、スロットル弁３６を空気過剰率λ＝１．０となるように絞り制御した場合における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値を示している。この下限値以上となるように、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを設定することによって自着火条件が満足する。すなわち、必要量の排気開弁面積Ｓ_Ｅが確保され、それによって、気筒１１ａ内に導入される内部ＥＧＲガス量が所定値以上となり、圧縮端温度の上昇分を所定値以上にすることが可能になって、自着火条件を満足するのである。ここで、この下限値を算出する上で必要となる自着火条件は、着火性能が最も低い性状の燃料（セタン価が最も低い燃料）を基準に設定される。こうすることで、セタン価が最も低い燃料が使用される場合においても、自着火条件を満足させることができるのである。尚、セタン価がそれよりも高い燃料が使用される場合は、自着火条件がその分下がるため、当然に自着火条件を満足するようになる。

ここで前記の式（１ａ）で示される下限値は、幾何学的圧縮比εが大きいほど小さくなり、幾何学的圧縮比εが小さいほど大きくなる。すなわち、幾何学的圧縮比εが大きいほど圧縮端温度は高くなるため、自着火条件を満足させるために最低限必要となる圧縮端温度の上昇分は小さくなり、気筒内に導入する内部ＥＧＲガス量は少なくてすむ一方で、幾何学的圧縮比εが小さいほど圧縮端温度は低くなるため、自着火条件を満足させるために最低限必要となる圧縮端温度の上昇分は大きくなり、気筒内に導入する内部ＥＧＲガス量は多くしなければならない。

前述したように、前記の式（１ａ）は、エンジン１を空気過剰率λ＝１．０で運転するとした場合に導出された下限値である。つまり、煤やＮＯｘ等についての排気エミッション性能を考慮すれば、エンジン１は空気過剰率λ＝１．０付近で運転することが望ましいことから、空気過剰率λ＝１．０を満たすようにスロットル弁３６を絞った条件において、排気ガス還流通路５１を通じて吸気に還流する排気ガス量（外部ＥＧＲガス量）を考慮して、前記の式（１ａ）を算出している。これに対し、例えば加速等に伴うエンジン１の負荷変動を考慮して、空気過剰率λ＝１．１でエンジン１を運転することも考えられる。この場合の開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、
ｙ＝０．０１×（１５−ε）＋０．０２５ …（１ｂ）
で示される。図４から明らかなように、空気過剰率λ＝１．０から１．１に変更することによって、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は上方にシフトすることになる。これは、空気過剰率λが１．０から１．１に高くなる分だけ、スロットル弁３６の絞り量を減らして新気量を増やす一方で、吸気負圧が減ることに伴い排気ガス還流通路５１を通じた外部ＥＧＲガス量が低下するためである。自着火条件を満足するには、その外部ＥＧＲガス量の低下分を、排気弁２２の開弁面積Ｓ_Ｅを大きくすることによって、換言すれば内部ＥＧＲガス量を増やすことによって補う必要があるのである。

前述したように、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを大きくすればするほど、内部ＥＧＲガス量が増大して、圧縮端温度を高める上では有利になり得る。しかしながら、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを大きくして（言い換えると、吸気行程中における排気弁２２の開弁面積を大きくして）、内部ＥＧＲガス量を増大させることは、吸気弁２１を通じて気筒１１ａ内に導入される新気量を減らすことになる。そのため、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値は、エンジン１を所定の空気過剰率λで運転させる上で必要な新気量を確保するという観点から、設定され得る。図４に示す開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ＝０．１７の太実線は、空気過剰率λ＝１．１を維持するために設定される開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値であり、これはエンジン１の幾何学的圧縮比とは無関係であるため、幾何学的圧縮比の大きさに拘わらず一定になる。

従って、前記の式（１ａ）から、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、
０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（１）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅ、ひいては吸気行程中の排気弁２２のリフト特性を設定すれば、当該エンジン１は、低圧縮比であっても自着火条件を満足し、エンジンの運転状態や燃料の性状に拘わらず、燃料の着火性を確実に確保することが可能になる。

また、前記の式（１ｂ）を考慮して、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、
０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（１−２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定してもよい。

前述した式は、スロットル弁３６を絞ることによって、排気ガス還流通路５１を通じて排気ガスが還流しやすい条件下で算出した関係式であったが、例えば低負荷かつ低回転の運転領域においてスロットル弁３６を絞らない、又は、図１に示すエンジン１とは異なり、そもそも吸気通路３０上にスロットル弁を設けないディーゼルエンジンの場合は、吸気負圧が減ることで、気筒１１ａ内に導入される外部ＥＧＲガス量は相対的に少なくなるから、前記とは別の関係式となる。具体的に、スロットリングを行わない場合の、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、
ｙ＝０．０３×（１５−ε）＋０．０３ …（２ａ）
で示される。図４から明らかなように、スロットリングを行わないことにより、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は大になる。これは前述したように、吸気通路３０を絞らないことで、気筒１１ａ内に導入される外部ＥＧＲガス量が相対的に低下する分、内部ＥＧＲガス量を増大させなればならないためである。また、スロットリングを行わないことによる吸気負圧の減少は、同一の開弁面積比において、内部ＥＧＲガス量を低下させるから、吸気通路３０を絞らないときには、内部ＥＧＲガス量を増やすために開弁面積比の変化をより大きくしなければならない。このことが、式（１ａ）等と、式（２ａ）との傾きの差を生む。

一方、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値は、前記と同様に、空気過剰率λ＝１．１を維持するための条件として、スロットリングの有無に拘わらず同じに設定され得る。

従って、スロットリングを行わない条件下では、前記の式（２ａ）から、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、
０．０３×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅ、ひいては吸気行程中の排気弁２２のリフト特性を設定すれば、当該エンジン１は、低圧縮比であっても自着火条件を満足し、エンジンの運転状態や燃料の性状に拘わらず、燃料の着火性を確実に確保することが可能になる。

例えば図４において黒丸で示すように、エンジンの圧縮比を１４に設定した場合には、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを０．０８弱程度に設定して、それに見合うように、ＶＶＭ７１の第２カム（前述したように、吸気行程時に排気弁２２を開弁させるためのカム）のカムプロファイルを設定すれば、おおよそ４０Ｋ（ケルビン）程度の圧縮端温度の上昇分が得られるようになり、低負荷かつ低回転のエンジンの運転条件下でかつ低セタン価の燃料であっても、スロットル弁３６を絞る場合は勿論のこと、スロットル弁３６を絞らない場合であっても、自着火条件を満足させることが可能になる。

ここで、前述した各式の値は、吸気行程時に開弁する排気弁２２を１弁のみとして算出した値であり、例えば吸気行程時に開弁する排気弁２２を２弁とした場合は、前記の開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの値を維持しつつ、１弁当たりのリフト量及び開弁期間を小さくすることになる。排気弁２２のリフト量や開弁期間が小さくなることは、排気弁２２の動きが小さくなり、内部ＥＧＲガス量の導入量がばらつく虞がある。つまり、必要量の内部ＥＧＲガス量を確実に確保する上では、排気弁２２のリフト量や開弁期間を十分に大きくすることが望ましく、この点で、吸気行程時に開弁する排気弁２２を１弁のみにすることは、燃料の着火性を向上させる上で有利になり得る。

図４は、内部ＥＧＲガス量の特性に関係する排気弁のリフト特性の１つとして、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉをパラメータとしたコンター図であったが、内部ＥＧＲガス量の特性に関係する排気弁のリフト特性としては、例えば吸気行程中の排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）をパラメータとしてもよい。

図６は、エンジン１の幾何学的圧縮比ε（横軸）と、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）（縦軸）との関係によって決定される圧縮端温度の上昇分の大きさ（ΔＴ）を示すコンター図である。ここで排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］は、前述したように、排気弁２２のリフトカーブにおける揚程部に相当するクランク角期間として設定すればよく、具体的には、０．５ｍｍリフト時を開弁タイミングθ_ＥＯ及び閉弁タイミングθ_ＥＣと定義して設定すればよい（図５も参照）。

図６に示すように、低負荷かつ低回転の運転領域においてスロットル弁３６を絞る場合でかつ、空気過剰率λ＝１．０とした場合には、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が、
９×（１５−ε）＋９５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（５）
を満たすように、排気弁２２のリフト特性が設定される。ここで、下限値は、各圧縮比について算出した下限値（プロット点参照）を、一次式（直線で）近似したものである。同様に、空気過剰率λ＝１．１とした場合には、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が、
９×（１５−ε）＋９８≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（５−２）
を満たすように、排気弁２２のリフト特性が設定される。

一方、低負荷かつ低回転の運転領域においてスロットル弁３６を絞らない場合では、図６に示すように、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が
１４×（１５−ε）＋１０５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（６）
を満たすように、排気弁２２のリフト特性が設定される。

図４，６はそれぞれ、前述したように、吸気行程中の排気弁２２の閉弁タイミングを吸気行程終期に設定した条件下でのコンター図である。これに対し、例えば図８に示すように、吸気行程中の排気弁の開弁タイミングを吸気行程初期に設定することも可能である。ここで、排気弁２２の開弁タイミングは、排気行程において当該排気弁２２が閉弁した後、所定の緩衝期間を経た後に開弁が開始することになるから、吸気弁２１の開弁開始から所定期間が経過した時点に設定される。言い換えると、排気弁２２の開弁タイミングは、吸気上死点から所定期間経過時点に設定される。具体的には、排気弁２２の開弁タイミングを、吸気上死点後４５°ＣＡに設定している。以下においてはこの条件を「排気弁２２の開弁タイミングを設定した条件」と呼ぶ場合がある。排気弁２２の開弁タイミングを設定した条件では、吸気行程の初期において排気弁２２が開弁しているため、前記とは異なり、この吸気行程初期においては新気が気筒内に導入し難くなる。

図７は、排気弁２２の開弁タイミングを設定した条件での、エンジン１の幾何学的圧縮比εと、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとの関係によって決定される圧縮端温度の上昇分の大きさ（ΔＴ）に係るコンター図（等値線図）を示している。つまり、このコンター図は、図８に白抜きの矢印で示すように、吸気行程中の排気弁２２の開弁タイミングを一致させた（吸気上死点後４５°ＣＡ）条件下で、その排気弁２２のリフトカーブをほぼ相似形で変更させることで排気弁開弁面積Ｓ_Ｅを変更しながら、所定のエンジン１の運転条件下で、エンジン１の幾何学的圧縮比毎に、圧縮端温度を推定演算することによって得られたものである。開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉは、スロットル弁３６を、空気過剰率λ＝１．０となるように絞り制御した場合には、
０．０１×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（３）
を満足するように設定される。前記の関係式（１）と比較して、関係式（３）はその下限値が上方にシフトしている。これは、前述したように、吸気行程初期において新気が気筒１１ａ内に導入し難くなることに起因して、空気過剰率λ＝１．０を維持する上ではスロットル弁３６を開け気味にしなければならず、それに伴い吸気負圧が減って、排気ガス還流通路５１を通じた外部ＥＧＲガス量は減少する。そのため、内部ＥＧＲガス量を増量させるべく、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを大にして排気開弁面積Ｓ_Ｅを大きくしなければならないのである。

また、関係式（３）の開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値は、関係式（１）の上限値に対し下方にシフトしている。これは、前述したように、吸気行程初期において新気が気筒１１ａ内に導入し難くなることに起因して、空気過剰率λ＝１．１を維持するための新気量を確保する上では、内部ＥＧＲガス量を制限しなければならないためである。

また、エンジン１の空気過剰率をλ＝１．１とする場合は、図７に示すように、
０．０１×（１５−ε）＋０．０３５≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（３−２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定される。

さらに、低負荷かつ低回転側の運転領域において、スロットル弁３６を絞らない条件においては、図７に示すように、
０．０３×（１５−ε）＋０．０４≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（４）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定される。

また、前記と同様に、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）をパラメータとする場合には、図９に示すように、その上限値及び下限値が設定される。具体的には、スロットル弁３６を絞る条件においては、空気過剰率λ＝１．０の場合、
９×（１５−ε）＋１００≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（７）
空気過剰率λ＝１．１の場合、
９×（１５−ε）＋１０３≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（７−２）
となり、スロットル弁３６を絞らない条件においては、
９×（１５−ε）＋１１０≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（８）
となる。

このようにして、吸気行程中における排気弁２２のリフト特性を所定の特性となるように設定することによって、圧縮比１２〜１５といった比較的低圧縮比のディーゼルエンジン１において、仮に着火性の低い、低セタン価の燃料が供給されるような場合であっても、エンジン１の運転領域に拘わらず確実な着火性を確保し得る。このことは、ディーゼルエンジン１の低圧縮比化による緩慢燃焼を実現して、ＮＯｘ排出量を低減乃至無くし、煤の抑制と共に排気エミッション性能を向上させ得る。その結果、前述したようにＮＯｘ触媒を省略し得るようになる。また、エンジン１の低圧縮比化は、機械抵抗損失を低減させて熱効率を高め得る結果、燃費性能も向上する。従って、排気弁２２のリフト特性を特定することは、排気エミッション性能及び燃費性能を共に高めたディーゼルエンジン１を実現させる上で有用である。

１ ディーゼルエンジン（エンジン本体）
１１ａ 気筒
１６ 吸気ポート
１７ 排気ポート
２１ 吸気弁
２２ 排気弁
３０ 吸気通路
４０ 排気通路
５１ 排気ガス還流通路（排気還流通路）

ここに開示する技術は、自動車搭載用ディーゼルエンジンに関し、特に幾何学的圧縮比が１２以上１５以下に設定された、比較的低圧縮比のディーゼルエンジンに関する。

軽油を主体とした燃料が気筒内に供給され、その燃料が圧縮自己着火により燃焼するディーゼルエンジンでは、ＮＯｘ排出量の低減を目的の１つとして、その幾何学的圧縮比を、例えば１５以下といった、比較的低い圧縮比にすることが行われている。つまり、低い圧縮比は気筒内の燃焼を緩慢にし、ＮＯｘの生成を抑制する（例えば特許文献１参照）。また、エンジンの低圧縮比化は機械抵抗損失を低減させるため、エンジンの熱効率を向上させる点でも有利である。

特開２００８−２６１２３６号公報

ところが、ディーゼルエンジンの幾何学的圧縮比を低く設定した場合には、圧縮端温度がその分、低くなってしまうため、例えばエンジンの低負荷かつ低回転の運転領域においては自着火条件を満足し難くなってしまう。また特に、特許文献１にも記載されているように、ディーゼルエンジンにおいては、供給される燃料の性状によって、セタン価が低いほど着火性能が低くなってしまうため、運転条件及び燃料の性状に係る要因が組み合わさったときには、自着火条件がさらに成立し難くなってしまう。ディーゼルエンジンの低圧縮比化を図る上では、そのエンジンの運転条件や、供給される燃料の性状如何に拘わらず、燃料の着火性を確実に確保することが重要である。

ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、自動車搭載用の、特に低圧縮比のディーゼルエンジンにおいて、燃料の着火性を確実に確保することにある。

ここに開示する技術は、幾何学的圧縮比が１２以上１５以下に設定された比較的低圧縮比のディーゼルエンジンにおいて、特に低負荷かつ低回転の運転領域では、吸気行程時に排気弁を開弁（再開弁）することによって気筒内に内部ＥＧＲガスを導入して、圧縮端温度を高める構成としたものである。そして、その前提構成において、自着火条件を満足させるためには、圧縮端温度を最低限、どれだけ上昇させなければならないか、という観点から、その圧縮端温度の上昇分を達成することのできる、気筒内への流入ガス量に対する熱いＥＧＲガス量の持ち込み割合を特定した技術である。

具体的に、ここに開示するディーゼルエンジンは、吸気行程時における排気弁のリフト特性の特定に係り、吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ排気ガスの一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備える。

前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって前記排気ガスの一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成され、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されている。

そして、前記吸気弁のリフトカーブにおいて定義される吸気開弁面積Ｓ_Ｉ［mm・deg］に対する、前記吸気行程時の前記排気弁のリフトカーブにおいて定義される排気開弁面積Ｓ_Ｅ［mm・deg］の比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（１）
の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている。

ここで、吸気開弁面積Ｓ_Ｉ［mm・deg］は、横軸をクランク角θ［deg］、縦軸を吸気弁のリフト量Ｌ_Ｉ（θ）［mm］とした吸気弁のリフトカーブにおける、開弁期間（θ_ＩＯ−θ_ＩＣ）に対応する面積（Ｓ_Ｉ＝∫_θＩＯ ^θＩＣＬ_Ｉ（θ）・ｄθ）で定義され、同様に、排気開弁面積Ｓ_Ｅ［mm・deg］は、横軸をクランク角θ［deg］、縦軸を吸気行程時の排気弁のリフト量Ｌ_Ｅ（θ）［mm］とした排気弁のリフトカーブにおける、開弁期間（θ_ＥＯ−θ_ＥＣ）に対応する面積（Ｓ_Ｅ＝∫_θＥＯ ^θＥＣＬ_Ｅ（θ）・ｄθ）で定義される。

さらに、吸気行程時の排気弁の閉弁タイミングは、吸気行程終期乃至圧縮行程初期における吸気弁の閉弁タイミングよりも早い所定タイミングに設定されることで、少なくとも吸気行程初期は排気弁が開弁せず、吸気行程中盤から後半にかけて排気弁が開弁するように設定される。尚、吸排気弁の開弁タイミング及び閉弁タイミングは、開き側緩衝部、揚程部、閉じ側緩衝部に区分される吸排気弁のリフトカーブにおいて、開き側緩衝部と揚程部との切り換わり時点を開弁タイミングとし、揚程部と閉じ側緩衝部との切り換わり時点が閉弁タイミングと定義してもよい。具体的な例としては、吸排気弁それぞれの０．５ｍｍリフト時点を、開弁タイミング及び閉弁タイミングと設定してもよい。

吸気行程における吸気弁のリフト特性は、エンジンの基本特性として一義的に決定され得るため、吸気開弁面積Ｓ_Ｉは所定値で一定となる。このことから、排気開弁面積Ｓ_Ｅと開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとは比例し、排気開弁面積Ｓ_Ｅを大きくすればするほど、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉは大きくなる。従って、０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを満たすように排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定することは、排気開弁面積Ｓ_Ｅを所定値以上に大きくすることと等価である。前記の関係式（１）を満足することは、排気開弁面積Ｓ_Ｅを所定値以上に大きくし、所定量以上の内部ＥＧＲガス量を気筒内に導入することで、圧縮端温度が上昇し、自着火条件が満足することを意味する。

すなわち、前記の関係式（１）に含まれるパラメータである開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉは、後述するように、吸気行程中に導入される新気及び外部ＥＧＲガス量（排気還流通路を通じて還流される排気ガス量）をも考慮しつつ、気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量に関係するパラメータであり、前述したように、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが大きくなればなるほど気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量が増え、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが小さくなればなるほど気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量が減る、という特性を有している。そして、前記の関係式（１）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値０．０１×（１５−ε）＋０．０２は、エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対し、自着火条件を満足するために最低限必要な値としての下限値であり、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを当該下限値以上に設定することによって、最低限必要な内部ＥＧＲガス量が気筒内に導入されて、自着火条件が満足する程度に圧縮端温度が上昇することになる。

ここで、前記の関係式を導出するにあたり設定する自着火条件は、燃料の性状を、着火性能が最も低い性状として設定することが望ましく、前記の関係式（１）は、エンジンに使用され得る限度で最も低いセタン価の燃料を想定して算出している。これによって、セタン価が最も低い燃料が使用される場合でも、前記の関係式（１）を満足する限り、自着火条件を満足させることが可能になる。尚、セタン価が比較的高い燃料が使用される場合には、前記の関係式（１）を満足することによって自着火条件が満足し得ることは、言うまでもない。

また、前記関係式（１）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、幾何学的圧縮比εが大きいほど小さくなり、幾何学的圧縮比εが小さいほど大きくなる。すなわち、幾何学的圧縮比εが大きいほど圧縮端温度は高くなるため、自着火条件を満足させるために最低限必要となる圧縮端温度の上昇分は小さくなり、気筒内に導入する内部ＥＧＲガス量は少なくてすむ一方で、幾何学的圧縮比εが小さいほど圧縮端温度は低くなるため、自着火条件を満足させるために最低限必要となる圧縮端温度の上昇分は大きくなり、気筒内に導入する内部ＥＧＲガス量は多くしなければならないのである。

さらに、前記関係式（１）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、エンジン本体を空気過剰率λ＝１．０で運転するとした場合に導出された下限値である。つまり、煤やＮＯｘ等についての排気エミッション性能を考慮すれば、エンジン本体は空気過剰率λ＝１．０付近で運転することが望ましい。このことから、空気過剰率λ＝１．０を満たすように吸気通路を絞った条件において、排気還流通路を通じて吸気に還流する排気ガス量（外部ＥＧＲガス量）を考慮して、前記の下限値を設定している。これに対し、例えば加速等のエンジン本体の負荷変動を考慮して、空気過剰率λ＝１．１でエンジン本体を運転するとしてもよい。この場合は、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが
０．０１×（１５−ε）＋０．０２５≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（１−２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定すればよい。すなわち、同一圧縮比で比較した場合は、空気過剰率λ＝１．０から１．１に変更することによって、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値が大きくなり、必要最小限の排気開弁面積Ｓ_Ｅが大きくなる。つまり、内部ＥＧＲガス量を多くしなければならないことを意味する。これは、空気過剰率λが１．０から１．１に高くなる分だけ、吸気通路の絞り量を減らして新気量を増やす一方で、吸気負圧が減ることに伴い排気還流通路を通じた外部ＥＧＲガス量が低下するためである。その外部ＥＧＲガス量の低下分を、排気弁の開弁面積を増やして、換言すれば内部ＥＧＲガス量を増やして補う必要があるのである。

前記の関係式（１）又は（１−２）における、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値である０．１７は、当該エンジン本体を空気過剰率λ＝１．１で運転するとした場合の上限値として設定されている。すなわち、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが０．１７よりも大きくなるように、排気開弁面積Ｓ_Ｅを比較的大きく設定したのでは、気筒内に導入されるＥＧＲガス量が多くなりすぎて、空気過剰率λ＝１．１を満足させる上で必要な量の新気が気筒内に入らなくなるのである。

こうして、前記の関係式（１）又は（１−２）を満足するように排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定し、それに応じて吸気行程時の排気弁のリフト特性を設定することにより、低負荷かつ低回転時において、また、着火性能の低い燃料であっても、燃料の着火性を確実に確保し得る。このことは、幾何学的圧縮比が１２〜１５に設定される、比較的低圧縮比のディーゼルエンジンを実現する。この低圧縮比のディーゼルエンジンは、燃焼の緩慢化によりＮＯｘ排出を大幅に低減して、高い排気エミッション性能を有すると共に、機械抵抗損失の低減に伴い熱効率が向上することで、燃費性能にも優れたエンジンである。

ここに開示する別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気開弁面積Ｓ_Ｉと排気開弁面積Ｓ_Ｅとの比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
０．０３×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（２）
の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている。

ここで、前記の、吸気通路を「絞らない」ことには、吸気通路上にスロットル弁を設けていないこと、及び、吸気通路上にスロットル弁を設けているものの、相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときにはそのスロットル弁を全開にしておくこと、の双方を含み得る。

吸気通路を絞らないことによって吸気負圧が減るから、排気還流通路を通じた外部ＥＧＲガス量は、吸気通路を絞る場合に比べて低下し得る。その低下分、前記の関係式（１）に対して、関係式（２）は、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値が大に設定される。つまり、排気開弁面積Ｓ_Ｅが相対的に大に設定されることで、内部ＥＧＲガス量が増大し、圧縮端温度をさらに高め得るのである。また、吸気負圧の減少は、同一の開弁面積比において、内部ＥＧＲガス量を低下させるから、吸気通路を絞らないときには、内部ＥＧＲガス量を増やすために開弁面積比の変化をより大きくしなければならず、このことが、関係式（１）等と、関係式（２）との傾きの差を生む。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気開弁面積Ｓ_Ｉと排気開弁面積Ｓ_Ｅとの比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
０．０１×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（３）
の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている。

ここで、「排気弁の開弁タイミングが、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている」ことは、吸気上死点後に排気弁が開弁される、と言い換えることもできる。つまり、排気行程において開閉された排気弁が、その排気行程に続く吸気行程中に開弁する上で、排気弁の閉弁後、所定の緩衝期間を経た後に開弁させる必要があるのである。このことはまた、吸気行程の前半に排気弁が開弁されることを意味し、少なくとも吸気行程の前半に内部ＥＧＲガスが気筒内に導入され得る。このような吸気行程の前半に内部ＥＧＲガスが気筒内に導入され得る条件下では、前述した吸気行程初期に排気弁が閉じている条件に比べて、気筒内に新気が入り難くなり得る。そのため、関係式（３）においては、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値は、前述した関係式（１）等の上限値０．１７よりも低い、０．１５に設定される。この上限値０．１５も前記と同様に、空気過剰率λ＝１．１とした場合の上限値であり、気筒内に新気が入りにくい分、内部ＥＧＲガス量を制限しなければ、気筒内の新気量が不足して空気過剰率λ＝１．１を満足しなくなるのである。

また、前記関係式（３）もまた、空気過剰率λ＝１．０を満たすように吸気通路を絞った場合に得られる式であり、関係式（３）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、関係式（１）における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値よりも大きい。これは、関係式（３）において、前述したように新気が気筒内に入りにくい条件となり得るため、空気過剰率λ＝１．０を満足させる上では吸気通路を絞らない乃至余り絞らないようにしなければならず、吸気負圧が相対的に減って、外部ＥＧＲガス量が減少するためである。つまり、外部ＥＧＲガス量の減少分を補うように内部ＥＧＲガス量を増量させるべく、排気弁の開弁面積Ｓ_Ｅは大きく設定しなければならない。

また、関係式（３）の条件に対し、エンジン本体を空気過剰率λ＝１．１で運転するとした場合は、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが
０．０１×（１５−ε）＋０．０３５≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（３−２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定すればよい。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気開弁面積Ｓ_Ｉと排気開弁面積Ｓ_Ｅとの比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
０．０３×（１５−ε）＋０．０４≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（４）
の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている。

前記エンジン本体は、各気筒に対し２つの吸気弁及び２つの排気弁を有していて、前記吸気行程時には、前記吸気弁を２つとも開弁する一方、前記排気弁を１つのみ開弁するように構成されている、としてもよい。尚、前記の関係式（１）（１−２）（２）（３）（３−２）（４）は全て、吸気開弁面積Ｓ_Ｉは２弁分の開弁面積、排気開弁面積Ｓ_Ｅは１弁分の開弁面積として算出したものである。

前記吸気弁及び排気弁はそれぞれ、所定のリフトカーブでリフトするポペット弁であり、前記吸気弁のリフトカーブと排気弁のリフトカーブ（特に吸気行程時に開弁する際のリフトカーブ）とは、互いに相似形となるように設定されている、としてもよい。

以上説明した各関係式は、吸気行程中の排気弁のリフト特性を代表するパラメータであると共に、気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量に関係するパラメータとして、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを採用した関係式であるが、気筒内に導入される内部ＥＧＲガス量に関係するパラメータとしては、例えば吸気行程中の排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）を採用することも可能である。つまり、開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が長くなればなるほど内部ＥＧＲガス量が増大し、圧縮端温度の上昇分が大きくなる一方、開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が短くなればなるほど内部ＥＧＲガス量が減少し、圧縮端温度の上昇分が小さくなるのである。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］（但し、０．５ｍｍリフト時点を開弁タイミングθ_ＥＯ／閉弁タイミングθ_ＥＣと定義する）が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
９×（１５−ε）＋９５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（５）
の関係を満たすように設定されている。

前記関係式（５）の下限値は、空気過剰率λ＝１．０とした場合の値であり、これを空気過剰率λ＝１．１と仮定した場合には、前記の関係式は、
９×（１５−ε）＋９８≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（５−２）
となる。尚、関係式（５）（５−２）における上限値は、空気過剰率λ＝１．１とした場合の値である。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
１４×（１５−ε）＋１０５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（６）
の関係を満たすように設定されている。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
９×（１５−ε）＋１００≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（７）
の関係を満たすように設定されている。

空気過剰率λ＝１．１と仮定する場合には、前記の関係式（７）は、
９×（１５−ε）＋１０３≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（７−２）
となる。

ここに開示するさらに別のエンジンは、そのエンジン本体が、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成される。また、前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されている。

そうして、この条件において、前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
９×（１５−ε）＋１１０≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（８）
の関係を満たすように設定されている。

以上説明したように、前記の自動車搭載用ディーゼルエンジンによると、幾何学的圧縮比が１２以上１５以下の比較的低圧縮比のエンジンにおいて、吸気行程時の排気弁のリフト特性を所定の関係式を満足するように設定することで、圧縮端温度が上昇して燃料の着火性を確実に確保し得るため、排気エミッション性能及び燃費性能を共に高めたエンジンが実現する。

ディーゼルエンジンの構成を示す概略図である。 ディーゼルエンジンの制御に係るブロック図である。 気筒における吸気弁及び排気弁の配置の一例である。 排気弁の閉弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、エンジンの幾何学的圧縮比εと開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとの関係における圧縮端温度上昇分に係るコンター図である。 排気弁の閉弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、吸気弁及び排気弁のリフトカーブの一例を示す図である。 排気弁の閉弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、エンジンの幾何学的圧縮比εと排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）との関係における圧縮端温度上昇分に係るコンター図である。 排気弁の開弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、エンジンの幾何学的圧縮比εと開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとの関係における圧縮端温度上昇分に係るコンター図である。 排気弁の開弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、吸気弁及び排気弁のリフトカーブの一例を示す図である。 排気弁の開弁タイミングを所定タイミングに設定した条件での、エンジンの幾何学的圧縮比εと排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）との関係における圧縮端温度上昇分に係るコンター図である。

以下、実施形態に係るディーゼルエンジンを図面に基づいて説明する。尚、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎない。図１，２は、実施形態に係るエンジン１の概略構成を示す。このエンジン１は、車両に搭載されると共に、軽油を主成分とした燃料が供給されるディーゼルエンジンであって、複数の気筒１１ａ（１つのみ図示）が設けられたシリンダブロック１１と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯溜されたオイルパン１３とを有している。このエンジン１の各気筒１１ａ内には、ピストン１４が往復動可能にそれぞれ嵌挿されていて、このピストン１４の頂面にはリエントラント形燃焼室１４ａを区画するキャビティが形成されている。このピストン１４は、コンロッド１４ｂを介してクランクシャフト１５と連結されている。

前記シリンダヘッド１２には、各気筒１１ａ毎に吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されているとともに、これら吸気ポート１６及び排気ポート１７の燃焼室１４ａ側の開口を開閉する吸気弁２１及び排気弁２２がそれぞれ配設されている。図３に概略的に示すように、各気筒１１ａには、２つの吸気ポート１６及び２つの排気ポート１７がそれぞれ開口しており、これによって各気筒１１ａには、２つの吸気弁２１及び２つの排気弁２２がそれぞれ配設されている。

これら吸排気弁２１，２２をそれぞれ駆動する動弁系において、排気弁側には、当該排気弁２２の作動モードを通常モードと特殊モードとに切り替える油圧作動式の可変機構（図２参照。以下、ＶＶＭ（Variable Valve Motion）と称する）が設けられている。このＶＶＭ７１は、その構成の詳細な図示は省略するが、カム山を１つ有する第１カムとカム山を２つ有する第２カムとの、カムプロファイルの異なる２種類のカム、及び、その第１及び第２カムのいずれか一方のカムの作動状態を選択的に排気弁に伝達するロストモーション機構を含んで構成されており、第１カムの作動状態を排気弁２２に伝達しているときには、排気弁２２は、排気行程中において一度だけ開弁される通常モードで作動するのに対し、第２カムの作動状態を排気弁２２に伝達しているときには、排気弁２２が、排気行程中において開弁すると共に、吸気行程中においても開弁するような、いわゆる排気の二度開きを行う特殊モードで作動する。吸気行程中において開弁する排気弁２２は、各気筒において２つの排気弁２２の内の１つのみである。尚、言うまでもなく、排気行程中において開弁する排気弁２２は、各気筒において２つの排気弁２２であり、吸気行程中において開弁する吸気弁２１は、各気筒において２つの吸気弁２１である。

ＶＶＭ７１の通常モードと特殊モードとの切り替えは、エンジン駆動の油圧ポンプ（図示省略）から供給される油圧によって行われ、特殊モードは、後述するように、内部ＥＧＲに係る制御の際に利用され得る。尚、こうした通常モードと特殊モードとの切り替えを可能にする上で、排気弁２２を電磁アクチュエータによって駆動する電磁駆動式の動弁系を採用してもよい。

また、前記シリンダヘッド１２には、燃料を噴射するインジェクタ１８と、エンジン１の冷間時に吸入空気を暖めて燃料の着火性を高めるためのグロープラグ１９とが設けられている。前記インジェクタ１８は、その燃料噴射口が燃焼室１４ａの天井面から該燃焼室１４ａに臨むように配設されていて、圧縮行程上死点付近で燃焼室１４ａに燃料を直接噴射供給するようになっている。

前記エンジン１の一側面には、各気筒１１ａの吸気ポート１６に連通するように吸気通路３０が接続されている。一方、前記エンジン１の他側面には、各気筒１１ａの燃焼室１４ａからの既燃ガス（排気ガス）を排出する排気通路４０が接続されている。これら吸気通路３０及び排気通路４０には、詳しくは後述するが、吸入空気の過給を行う大型ターボ過給機６１と小型ターボ過給機６２とが配設されている。

吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設されている。一方、吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、各気筒１１ａ毎に分岐する独立通路とされ、これら各独立通路の下流端が各気筒１１ａの吸気ポート１６にそれぞれ接続されている。

吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とサージタンク３３との間には、大型及び小型ターボ過給機６１，６２のコンプレッサ６１ａ，６２ａと、該コンプレッサ６１ａ，６２ａにより圧縮された空気を冷却するインタークーラ３５と、前記各気筒１１ａの燃焼室１４ａへの吸入空気量を調節するスロットル弁３６とが配設されている。このスロットル弁３６は、基本的には全開状態とされるが、エンジン１の停止時には、ショックが生じないように全閉状態とされる。

前記排気通路４０の上流側の部分は、各気筒１１ａ毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された独立通路と該各独立通路が集合する集合部とを有する排気マニホールドによって構成されている。

この排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、上流側から順に、小型ターボ過給機６２のタービン６２ｂ、大型ターボ過給機６１のタービン６１ｂと、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置４１と、サイレンサ４２とが配設されている。

この排気浄化装置４１は、酸化触媒４１ａと、ディーゼルパティキュレートフィルタ（以下、フィルタという）４１ｂとを有しており、上流側から、この順に並んでいる。酸化触媒４１ａ及びフィルタ４１ｂは１つのケース内に収容されている。前記酸化触媒４１ａは、白金又は白金にパラジウムを加えたもの等を担持した酸化触媒を有していて、排気ガス中のＣＯ及びＨＣが酸化されてＣＯ_２及びＨ_２Ｏが生成する反応を促すものである。また、前記フィルタ４１ｂは、エンジン１の排気ガス中に含まれる煤等の微粒子を捕集するものである。尚、フィルタ４１ｂに酸化触媒をコーティングしてもよい。後述するように、このエンジン１は、低圧縮比化によりＮＯｘの生成を大幅に低減乃至無くしており、ＮＯｘ触媒の省略を可能にしている。

前記吸気通路３０における前記サージタンク３３とスロットル弁３６との間の部分（つまり小型ターボ過給機６２の小型コンプレッサ６２ａよりも下流側部分）と、前記排気通路４０における前記排気マニホールドと小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂとの間の部分（つまり小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂよりも上流側部分）とは、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流するための排気ガス還流通路５１によって接続されている。この排気ガス還流通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するための排気ガス還流弁５１ａ及び排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２とが配設されている。

大型ターボ過給機６１は、吸気通路３０に配設された大型コンプレッサ６１ａと、排気通路４０に配設された大型タービン６１ｂとを有している。大型コンプレッサ６１ａは、吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とインタークーラ３５との間に配設されている。一方、大型タービン６１ｂは、排気通路４０における排気マニホールドと酸化触媒４１ａとの間に配設されている。

小型ターボ過給機６２は、吸気通路３０に配設された小型コンプレッサ６２ａと、排気通路４０に配設された小型タービン６２ｂとを有している。小型コンプレッサ６２ａは、吸気通路３０における大型コンプレッサ６１ａの下流側に配設されている。一方、小型タービン６２ｂは、排気通路４０における大型タービン６１ｂの上流側に配設されている。

すなわち、吸気通路３０においては、上流側から順に大型コンプレッサ６１ａと小型コンプレッサ６２ａとが直列に配設され、排気通路４０においては、上流側から順に小型タービン６２ｂと大型タービン６１ｂとが直列に配設されている。これら大型及び小型タービン６１ｂ，６２ｂが排気ガス流により回転し、これら大型及び小型タービン６１ｂ，６２ｂの回転により、該大型及び小型タービン６１ｂ，６２ｂとそれぞれ連結された前記大型及び小型コンプレッサ６１ａ，６２ａがそれぞれ作動する。

小型ターボ過給機６２は、相対的に小型のものであり、大型ターボ過給機６１は、相対的に大型のものである。すなわち、大型ターボ過給機６１の大型タービン６１ｂの方が小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂよりもイナーシャが大きい。

そして、吸気通路３０には、小型コンプレッサ６２ａをバイパスする小型吸気バイパス通路６３が接続されている。この小型吸気バイパス通路６３には、該小型吸気バイパス通路６３へ流れる空気量を調整するための小型吸気バイパス弁６３ａが配設されている。この小型吸気バイパス弁６３ａは、無通電時には全閉状態（ノーマルクローズ）となるように構成されている。

一方、排気通路４０には、小型タービン６２ｂをバイパスする小型排気バイパス通路６４と、大型タービン６１ｂをバイパスする大型排気バイパス通路６５とが接続されている。小型排気バイパス通路６４には、該小型排気バイパス通路６４へ流れる排気量を調整するためのレギュレートバルブ６４ａが配設され、大型排気バイパス通路６５には、該大型排気バイパス通路６５へ流れる排気量を調整するためのウエストゲートバルブ６５ａが配設されている。レギュレートバルブ６４ａ及びウエストゲートバルブ６５ａは共に、無通電時には全開状態（ノーマルオープン）となるように構成されている。

このように構成されたディーゼルエンジン１は、パワートレイン・コントロール・モジュール（以下、ＰＣＭという）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が制御装置を構成する。ＰＣＭ１０には、図２に示すように、エンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１、サージタンク３３に取り付けられて、燃焼室１４ａに供給される空気の圧力を検出する過給圧センサＳＷ２、吸入空気の温度を検出する吸気温度センサＳＷ３、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ４、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ５、及び、排気中の酸素濃度を検出するＯ２センサＳＷ６の検出信号が入力され、これらの検出信号に基づいて種々の演算を行うことによってエンジン１や車両の状態を判定し、これに応じてインジェクタ１８、グロープラグ１９，動弁系のＶＶＭ７１、各種の弁３６、５１ａ、６３ａ、６４ａ、６５ａのアクチュエータへ制御信号を出力する。

そうして、このエンジン１は、その幾何学的圧縮比を１２以上１５以下とした、比較的低圧縮比となるように構成されており、これによって排気エミッション性能の向上及び熱効率の向上を図るようにしている。一方で、幾何学的圧縮比を低く設定することに伴い、特に低負荷かつ低回転側の運転領域においては圧縮端温度が低くなり、自着火し難くなる虞があると共に、エンジン１に供給される燃料の性状によっては（例えばセタン価の低い燃料では）、自着火条件を満足しなくなる虞がある。

そこで、前記のエンジン１では、前記の排気ガス還流通路５１を通じた排気ガスの還流（外部ＥＧＲガス）、及び、ＶＶＭ７１の制御を通じた排気ガスの気筒１１ａ内への導入（内部ＥＧＲガス）を行い、これによって、少なくともエンジン１の低負荷かつ低回転側の運転領域では、比較的大量のＥＧＲガスを気筒１１ａ内に導入して圧縮端温度を高めるようにしている。特に前記の低圧縮比エンジン１では、その運転条件や燃料の性状に拘わらず、燃料の着火性を確実に確保するために、吸気行程中における排気弁２２のリフト特性を、幾何学的圧縮比に応じた所定の特性に設定している点が特徴的である。以下、この排気弁２２のリフト特性について、図を参照しながら説明する。

図４は、エンジン１の幾何学的圧縮比ε（横軸）と、排気開弁面積Ｓ_Ｅと吸気開弁面積Ｓ_Ｉとの面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ（縦軸）との関係によって決定される圧縮端温度の上昇分の大きさ（ΔＴ）を示している。ここで、排気開弁面積Ｓ_Ｅ及び吸気開弁面積Ｓ_Ｉはそれぞれ、図５に示す排気弁２２のリフトカーブ（実線参照）及び吸気弁２１のリフトカーブ（破線参照）において定義される。つまり、クランク角θ（deg）の関数としての排気弁２２のリフトカーブＬ_Ｅ（θ）（但し、吸気行程中のリフトカーブ）の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）に対応する面積として、排気開弁面積Ｓ_Ｅは定義され、同じく吸気弁２１のリフトカーブＬ_Ｉ（θ）の開弁期間（θ_ＩＣ−θ_ＩＯ）に対応する面積として吸気開弁面積Ｓ_Ｉは定義される。つまり、
排気開弁面積Ｓ_Ｅ＝∫_θＥＯ ^θＥＣＬ_Ｅ（θ）ｄθ ［mm・deg］
吸気開弁面積Ｓ_Ｉ＝∫_θＩＯ ^θＩＣＬ_Ｉ（θ）ｄθ ［mm・deg］
であるが、前述したように、吸気行程中においては、吸気弁２１は２弁とも開弁される一方で、排気弁２２は１弁のみ開弁されることから、排気開弁面積Ｓ_Ｅは１弁分として、吸気開弁面積Ｓ_Ｉは２弁分として定義する（つまり、Ｓ_Ｉ＝∫_θＩＯ ^θＩＣＬ_Ｉ（θ）ｄθ×２）。尚、以下で説明する各関係式の算出に際しては、吸気弁２１の直径Ｄ_Ｉを２６ｍｍに、排気弁２２の直径Ｄ_Ｅを２２．５ｍｍにそれぞれ設定している（図３も参照）。

また、吸気行程中に開弁される排気弁２２のリフトカーブは、吸気弁２１のリフトカーブとほぼ相似形に設定されていると共に、その吸気行程中の排気弁２２の閉弁タイミングは、吸気行程終期の吸気弁２１の閉弁タイミング前に設定される。具体的には、排気弁２２の閉弁タイミングを、吸気上死点後２００°ＣＡに設定している。以下においては、この条件を「排気弁２２の閉弁タイミングを設定した条件」と呼ぶ場合がある。尚、吸気弁２１及び排気弁２２の開弁タイミング及び閉弁タイミングはそれぞれ、開き側緩衝部、揚程部、閉じ側緩衝部に区分される吸気弁２１及び排気弁２２のリフトカーブにおいて、開き側緩衝部と揚程部との切り換わり時点を開弁タイミングθ_Ｏとし、揚程部と閉じ側緩衝部との切り換わり時点を閉弁タイミングθ_Ｃと定義してもよい。より具体的には、吸気弁２１及び排気弁２２それぞれの０．５ｍｍリフト時点を、開弁タイミング及び閉弁タイミングと設定してもよい。

排気弁２２の閉弁タイミングを設定した条件では、吸気行程の初期においては排気弁２２が閉弁しているため、この吸気行程初期において、新気が気筒内に導入しやすいことになる。これは特に、例えば車両の加速時等の、エンジン負荷を増大させるときに有利になり得る。

そうして図４は、前述したように、エンジンの幾何学的圧縮比εと、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとの関係によって決定される圧縮端温度の上昇分の大きさ（ΔＴ）に係るコンター図（等値線図）を示している。つまり、エンジンの幾何学的圧縮比εに対し、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉをどう設定すれば、どの程度の圧縮端温度の上昇が見込めるかを示す図であり、図４における破線は、温度上昇分の等温度線を示している。図４に示すコンター図は、図５に白抜きの矢印で示すように、吸気行程中の排気弁２２の閉弁タイミングを一致させた（吸気上死点後２００°ＣＡ）条件下で、その排気弁２２のリフトカーブをほぼ相似形で変更させることで排気弁開弁面積Ｓ_Ｅを変更しながら、後述するように所定のエンジン１の運転条件下で、エンジン１の幾何学的圧縮比毎に、圧縮端温度を推定演算することによって得られたものである。

ここで、吸気弁開弁面積Ｓ_Ｉは、エンジン１の基本特性から、所定の一定値に設定される。従って、排気弁開弁面積Ｓ_Ｅを変更することに伴い、図４の縦軸に示す開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉは、それに比例して変更されることになる。このことは、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが大きくなればなるほど、排気開弁面積Ｓ_Ｅが大きくなるため、気筒１１ａ内に導入される内部ＥＧＲガス量が増大し、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが小さくなればなるほど、排気開弁面積Ｓ_Ｅが小さくなるため、気筒１１ａ内に導入される内部ＥＧＲガス量が減少する、ことを意味する。

そうして図４に示す太実線は、それぞれ、相対的に低負荷かつ低回転側の所定のエンジン１の運転条件下で、自着火条件を満足するために必要最低限の開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを示している。すなわち、
ｙ＝０．０１×（１５−ε）＋０．０２ …（１ａ）
は、スロットル弁３６を空気過剰率λ＝１．０となるように絞り制御した場合における開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値を示している。この下限値以上となるように、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを設定することによって自着火条件が満足する。すなわち、必要量の排気開弁面積Ｓ_Ｅが確保され、それによって、気筒１１ａ内に導入される内部ＥＧＲガス量が所定値以上となり、圧縮端温度の上昇分を所定値以上にすることが可能になって、自着火条件を満足するのである。ここで、この下限値を算出する上で必要となる自着火条件は、着火性能が最も低い性状の燃料（セタン価が最も低い燃料）を基準に設定される。こうすることで、セタン価が最も低い燃料が使用される場合においても、自着火条件を満足させることができるのである。尚、セタン価がそれよりも高い燃料が使用される場合は、自着火条件がその分下がるため、当然に自着火条件を満足するようになる。

ここで前記の式（１ａ）で示される下限値は、幾何学的圧縮比εが大きいほど小さくなり、幾何学的圧縮比εが小さいほど大きくなる。すなわち、幾何学的圧縮比εが大きいほど圧縮端温度は高くなるため、自着火条件を満足させるために最低限必要となる圧縮端温度の上昇分は小さくなり、気筒内に導入する内部ＥＧＲガス量は少なくてすむ一方で、幾何学的圧縮比εが小さいほど圧縮端温度は低くなるため、自着火条件を満足させるために最低限必要となる圧縮端温度の上昇分は大きくなり、気筒内に導入する内部ＥＧＲガス量は多くしなければならない。

前述したように、前記の式（１ａ）は、エンジン１を空気過剰率λ＝１．０で運転するとした場合に導出された下限値である。つまり、煤やＮＯｘ等についての排気エミッション性能を考慮すれば、エンジン１は空気過剰率λ＝１．０付近で運転することが望ましいことから、空気過剰率λ＝１．０を満たすようにスロットル弁３６を絞った条件において、排気ガス還流通路５１を通じて吸気に還流する排気ガス量（外部ＥＧＲガス量）を考慮して、前記の式（１ａ）を算出している。これに対し、例えば加速等に伴うエンジン１の負荷変動を考慮して、空気過剰率λ＝１．１でエンジン１を運転することも考えられる。この場合の開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、
ｙ＝０．０１×（１５−ε）＋０．０２５ …（１ｂ）
で示される。図４から明らかなように、空気過剰率λ＝１．０から１．１に変更することによって、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は上方にシフトすることになる。これは、空気過剰率λが１．０から１．１に高くなる分だけ、スロットル弁３６の絞り量を減らして新気量を増やす一方で、吸気負圧が減ることに伴い排気ガス還流通路５１を通じた外部ＥＧＲガス量が低下するためである。自着火条件を満足するには、その外部ＥＧＲガス量の低下分を、排気弁２２の開弁面積Ｓ_Ｅを大きくすることによって、換言すれば内部ＥＧＲガス量を増やすことによって補う必要があるのである。

前述したように、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを大きくすればするほど、内部ＥＧＲガス量が増大して、圧縮端温度を高める上では有利になり得る。しかしながら、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを大きくして（言い換えると、吸気行程中における排気弁２２の開弁面積を大きくして）、内部ＥＧＲガス量を増大させることは、吸気弁２１を通じて気筒１１ａ内に導入される新気量を減らすことになる。そのため、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値は、エンジン１を所定の空気過剰率λで運転させる上で必要な新気量を確保するという観点から、設定され得る。図４に示す開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ＝０．１７の太実線は、空気過剰率λ＝１．１を維持するために設定される開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値であり、これはエンジン１の幾何学的圧縮比とは無関係であるため、幾何学的圧縮比の大きさに拘わらず一定になる。

従って、前記の式（１ａ）から、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、
０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（１）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅ、ひいては吸気行程中の排気弁２２のリフト特性を設定すれば、当該エンジン１は、低圧縮比であっても自着火条件を満足し、エンジンの運転状態や燃料の性状に拘わらず、燃料の着火性を確実に確保することが可能になる。

また、前記の式（１ｂ）を考慮して、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、
０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（１−２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅを設定してもよい。

前述した式は、スロットル弁３６を絞ることによって、排気ガス還流通路５１を通じて排気ガスが還流しやすい条件下で算出した関係式であったが、例えば低負荷かつ低回転の運転領域においてスロットル弁３６を絞らない、又は、図１に示すエンジン１とは異なり、そもそも吸気通路３０上にスロットル弁を設けないディーゼルエンジンの場合は、吸気負圧が減ることで、気筒１１ａ内に導入される外部ＥＧＲガス量は相対的に少なくなるから、前記とは別の関係式となる。具体的に、スロットリングを行わない場合の、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は、
ｙ＝０．０３×（１５−ε）＋０．０３ …（２ａ）
で示される。図４から明らかなように、スロットリングを行わないことにより、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの下限値は大になる。これは前述したように、吸気通路３０を絞らないことで、気筒１１ａ内に導入される外部ＥＧＲガス量が相対的に低下する分、内部ＥＧＲガス量を増大させなればならないためである。また、スロットリングを行わないことによる吸気負圧の減少は、同一の開弁面積比において、内部ＥＧＲガス量を低下させるから、吸気通路３０を絞らないときには、内部ＥＧＲガス量を増やすために開弁面積比の変化をより大きくしなければならない。このことが、式（１ａ）等と、式（２ａ）との傾きの差を生む。

一方、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値は、前記と同様に、空気過剰率λ＝１．１を維持するための条件として、スロットリングの有無に拘わらず同じに設定され得る。

従って、スロットリングを行わない条件下では、前記の式（２ａ）から、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、
０．０３×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７ …（２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅ、ひいては吸気行程中の排気弁２２のリフト特性を設定すれば、当該エンジン１は、低圧縮比であっても自着火条件を満足し、エンジンの運転状態や燃料の性状に拘わらず、燃料の着火性を確実に確保することが可能になる。

例えば図４において黒丸で示すように、エンジンの圧縮比を１４に設定した場合には、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを０．０８弱程度に設定して、それに見合うように、ＶＶＭ７１の第２カム（前述したように、吸気行程時に排気弁２２を開弁させるためのカム）のカムプロファイルを設定すれば、おおよそ４０Ｋ（ケルビン）程度の圧縮端温度の上昇分が得られるようになり、低負荷かつ低回転のエンジンの運転条件下でかつ低セタン価の燃料であっても、スロットル弁３６を絞る場合は勿論のこと、スロットル弁３６を絞らない場合であっても、自着火条件を満足させることが可能になる。

ここで、前述した各式の値は、吸気行程時に開弁する排気弁２２を１弁のみとして算出した値であり、例えば吸気行程時に開弁する排気弁２２を２弁とした場合は、前記の開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの値を維持しつつ、１弁当たりのリフト量及び開弁期間を小さくすることになる。排気弁２２のリフト量や開弁期間が小さくなることは、排気弁２２の動きが小さくなり、内部ＥＧＲガス量の導入量がばらつく虞がある。つまり、必要量の内部ＥＧＲガス量を確実に確保する上では、排気弁２２のリフト量や開弁期間を十分に大きくすることが望ましく、この点で、吸気行程時に開弁する排気弁２２を１弁のみにすることは、燃料の着火性を向上させる上で有利になり得る。

図４は、内部ＥＧＲガス量の特性に関係する排気弁のリフト特性の１つとして、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉをパラメータとしたコンター図であったが、内部ＥＧＲガス量の特性に関係する排気弁のリフト特性としては、例えば吸気行程中の排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）をパラメータとしてもよい。

図６は、エンジン１の幾何学的圧縮比ε（横軸）と、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）（縦軸）との関係によって決定される圧縮端温度の上昇分の大きさ（ΔＴ）を示すコンター図である。ここで排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］は、前述したように、排気弁２２のリフトカーブにおける揚程部に相当するクランク角期間として設定すればよく、具体的には、０．５ｍｍリフト時を開弁タイミングθ_ＥＯ及び閉弁タイミングθ_ＥＣと定義して設定すればよい（図５も参照）。

図６に示すように、低負荷かつ低回転の運転領域においてスロットル弁３６を絞る場合でかつ、空気過剰率λ＝１．０とした場合には、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が、
９×（１５−ε）＋９５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（５）
を満たすように、排気弁２２のリフト特性が設定される。ここで、下限値は、各圧縮比について算出した下限値（プロット点参照）を、一次式（直線で）近似したものである。同様に、空気過剰率λ＝１．１とした場合には、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が、
９×（１５−ε）＋９８≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（５−２）
を満たすように、排気弁２２のリフト特性が設定される。

一方、低負荷かつ低回転の運転領域においてスロットル弁３６を絞らない場合では、図６に示すように、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）が
１４×（１５−ε）＋１０５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］ …（６）
を満たすように、排気弁２２のリフト特性が設定される。

図４，６はそれぞれ、前述したように、吸気行程中の排気弁２２の閉弁タイミングを吸気行程終期に設定した条件下でのコンター図である。これに対し、例えば図８に示すように、吸気行程中の排気弁の開弁タイミングを吸気行程初期に設定することも可能である。ここで、排気弁２２の開弁タイミングは、排気行程において当該排気弁２２が閉弁した後、所定の緩衝期間を経た後に開弁が開始することになるから、吸気弁２１の開弁開始から所定期間が経過した時点に設定される。言い換えると、排気弁２２の開弁タイミングは、吸気上死点から所定期間経過時点に設定される。具体的には、排気弁２２の開弁タイミングを、吸気上死点後４５°ＣＡに設定している。以下においてはこの条件を「排気弁２２の開弁タイミングを設定した条件」と呼ぶ場合がある。排気弁２２の開弁タイミングを設定した条件では、吸気行程の初期において排気弁２２が開弁しているため、前記とは異なり、この吸気行程初期においては新気が気筒内に導入し難くなる。

図７は、排気弁２２の開弁タイミングを設定した条件での、エンジン１の幾何学的圧縮比εと、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉとの関係によって決定される圧縮端温度の上昇分の大きさ（ΔＴ）に係るコンター図（等値線図）を示している。つまり、このコンター図は、図８に白抜きの矢印で示すように、吸気行程中の排気弁２２の開弁タイミングを一致させた（吸気上死点後４５°ＣＡ）条件下で、その排気弁２２のリフトカーブをほぼ相似形で変更させることで排気弁開弁面積Ｓ_Ｅを変更しながら、所定のエンジン１の運転条件下で、エンジン１の幾何学的圧縮比毎に、圧縮端温度を推定演算することによって得られたものである。開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉは、スロットル弁３６を、空気過剰率λ＝１．０となるように絞り制御した場合には、
０．０１×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（３）
を満足するように設定される。前記の関係式（１）と比較して、関係式（３）はその下限値が上方にシフトしている。これは、前述したように、吸気行程初期において新気が気筒１１ａ内に導入し難くなることに起因して、空気過剰率λ＝１．０を維持する上ではスロットル弁３６を開け気味にしなければならず、それに伴い吸気負圧が減って、排気ガス還流通路５１を通じた外部ＥＧＲガス量は減少する。そのため、内部ＥＧＲガス量を増量させるべく、開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉを大にして排気開弁面積Ｓ_Ｅを大きくしなければならないのである。

また、関係式（３）の開弁面積比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉの上限値は、関係式（１）の上限値に対し下方にシフトしている。これは、前述したように、吸気行程初期において新気が気筒１１ａ内に導入し難くなることに起因して、空気過剰率λ＝１．１を維持するための新気量を確保する上では、内部ＥＧＲガス量を制限しなければならないためである。

また、エンジン１の空気過剰率をλ＝１．１とする場合は、図７に示すように、
０．０１×（１５−ε）＋０．０３５≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（３−２）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定される。

さらに、低負荷かつ低回転側の運転領域において、スロットル弁３６を絞らない条件においては、図７に示すように、
０．０３×（１５−ε）＋０．０４≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５ …（４）
を満足するように、排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定される。

また、前記と同様に、排気弁２２の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）をパラメータとする場合には、図９に示すように、その上限値及び下限値が設定される。具体的には、スロットル弁３６を絞る条件においては、空気過剰率λ＝１．０の場合、
９×（１５−ε）＋１００≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（７）
空気過剰率λ＝１．１の場合、
９×（１５−ε）＋１０３≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（７−２）
となり、スロットル弁３６を絞らない条件においては、
９×（１５−ε）＋１１０≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］ …（８）
となる。

このようにして、吸気行程中における排気弁２２のリフト特性を所定の特性となるように設定することによって、圧縮比１２〜１５といった比較的低圧縮比のディーゼルエンジン１において、仮に着火性の低い、低セタン価の燃料が供給されるような場合であっても、エンジン１の運転領域に拘わらず確実な着火性を確保し得る。このことは、ディーゼルエンジン１の低圧縮比化による緩慢燃焼を実現して、ＮＯｘ排出量を低減乃至無くし、煤の抑制と共に排気エミッション性能を向上させ得る。その結果、前述したようにＮＯｘ触媒を省略し得るようになる。また、エンジン１の低圧縮比化は、機械抵抗損失を低減させて熱効率を高め得る結果、燃費性能も向上する。従って、排気弁２２のリフト特性を特定することは、排気エミッション性能及び燃費性能を共に高めたディーゼルエンジン１を実現させる上で有用である。

尚、ここでは、気筒内への流入ガス量に対する熱いＥＧＲガス量の持ち込み割合を、吸気行程中における排気弁のリフト特性で表したが、例えばシリンダヘッド内にＥＧＲ通路を形成する等して、吸気マニホールド（吸気ポートを含む）と排気マニホールド（排気ポートを含む）とを、短いＥＧＲ通路によって連通させると共に、そのＥＧＲ通路に介設したＥＧＲ弁の開度調整により、気筒内への流入ガス量に対する熱いＥＧＲガス量の持ち込み割合を制御することによって着火性を確保してもよい。

１ ディーゼルエンジン（エンジン本体）
１１ａ 気筒
１６ 吸気ポート
１７ 排気ポート
２１ 吸気弁
２２ 排気弁
３０ 吸気通路
４０ 排気通路
５１ 排気ガス還流通路（排気還流通路）

Claims (10)

1. 吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ排気ガスの一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備え、
   前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって前記排気ガスの一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成され、
   前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されており、
   前記吸気弁のリフトカーブにおいて定義される吸気開弁面積Ｓ_Ｉ［mm・deg］に対する、前記吸気行程時の前記排気弁のリフトカーブにおいて定義される排気開弁面積Ｓ_Ｅ［mm・deg］の比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
   ０．０１×（１５−ε）＋０．０２≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７
   の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。
2. 吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ前記排気の一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備え、
   前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成され、
   前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されており、
   前記吸気弁のリフトカーブにおいて定義される吸気開弁面積Ｓ_Ｉ［mm・deg］に対する、前記吸気行程時の前記排気弁のリフトカーブにおいて定義される排気開弁面積Ｓ_Ｅ［mm・deg］の比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
   ０．０３×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１７
   の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。
3. 吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ前記排気の一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備え、
   前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成され、
   前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されており、
   前記吸気弁のリフトカーブにおいて定義される吸気開弁面積Ｓ_Ｉ［mm・deg］に対する、前記吸気行程時の前記排気弁のリフトカーブにおいて定義される排気開弁面積Ｓ_Ｅ［mm・deg］の比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
   ０．０１×（１５−ε）＋０．０３≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５
   の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。
4. 吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ前記排気の一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備え、
   前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成され、
   前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されており、
   前記吸気弁のリフトカーブにおいて定義される吸気開弁面積Ｓ_Ｉ［mm・deg］に対する、前記吸気行程時の前記排気弁のリフトカーブにおいて定義される排気開弁面積Ｓ_Ｅ［mm・deg］の比Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉが、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
   ０．０３×（１５−ε）＋０．０４≦Ｓ_Ｅ／Ｓ_Ｉ≦０．１５
   の関係を満たすように、前記排気開弁面積Ｓ_Ｅが設定されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。
5. 請求項１〜４のいずれか１項に記載の自動車搭載用ディーゼルエンジンにおいて、
   前記エンジン本体は、各気筒に対し２つの吸気弁及び２つの排気弁を有していて、前記吸気行程時には、前記吸気弁を２つとも開弁する一方、前記排気弁を１つのみ開弁するように構成されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。
6. 請求項１〜５のいずれか１項に記載の自動車搭載用ディーゼルエンジンにおいて、
   前記吸気弁及び排気弁はそれぞれ、所定のリフトカーブでリフトするポペット弁であり、
   前記吸気弁のリフトカーブと排気弁のリフトカーブとは、互いに相似形となるように設定されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。
7. 吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ前記排気の一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備え、
   前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成され、
   前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されており、
   前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］（但し、０．５ｍｍリフト時点を開弁タイミングθ_ＥＯ／閉弁タイミングθ_ＥＣと定義する）が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
   ９×（１５−ε）＋９５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］
   の関係を満たすように設定されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。
8. 吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ前記排気の一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備え、
   前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成され、
   前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の閉弁タイミングは、当該吸気行程終期における前記吸気弁の閉弁前に設定されており、
   前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］（但し、０．５ｍｍリフト時点を開弁タイミングθ_ＥＯ／閉弁タイミングθ_ＥＣと定義する）が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
   １４×（１５−ε）＋１０５≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１６０［deg］
   の関係を満たすように設定されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。
9. 吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ前記排気の一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備え、
   前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞るように構成され、
   前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されており、
   前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］（但し、０．５ｍｍリフト時点を開弁タイミングθ_ＥＯ／閉弁タイミングθ_ＥＣと定義する）が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
   ９×（１５−ε）＋１００≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］
   の関係を満たすように設定されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。
10. 吸気通路と気筒とを連通させる吸気ポートを開閉する吸気弁と、排気通路と前記気筒とを連通させる排気ポートを開閉する排気弁と、前記吸気通路と排気通路とを互いに連通させかつ前記排気の一部を前記吸気通路に還流させる排気還流通路と、を有し、自動車に搭載されかつ軽油を主成分とした燃料が供給されると共に、その幾何学的圧縮比εが１２以上１５以下に設定されたエンジン本体を備え、
    前記エンジン本体は、少なくとも相対的に低負荷かつ低回転の運転状態にあるときには、吸気行程中に前記排気弁を開弁することによって排気の一部を前記気筒内に導入すると共に、前記吸気通路を絞らないように構成され、
    前記吸気行程時に開弁される前記排気弁の開弁タイミングは、前記吸気弁の開弁開始から所定期間後に設定されており、
    前記吸気行程時の前記排気弁の開弁期間（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）［deg］（但し、０．５ｍｍリフト時点を開弁タイミングθ_ＥＯ／閉弁タイミングθ_ＥＣと定義する）が、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比εに対して、
    ９×（１５−ε）＋１１０≦（θ_ＥＣ−θ_ＥＯ）≦１５５［deg］
    の関係を満たすように設定されている自動車搭載用ディーゼルエンジン。

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