JP2014163250A - Spark ignition type engine with turbosupercharger - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a spark ignition type engine with a turbosupercharger, achieving improved torque by avoiding abnormal combustion when the engine operates in a medium-speed range and in a high-load region.SOLUTION: A turbosupercharger 26 sets the capacity of a turbine 26B in such a manner that the operation line of a compressor 26A is within a predetermined range including the maximum efficiency of the compressor in an operation region of an engine body (an engine 1). A valve train 12 sets a valve closing timing for an intake valve 9 in such a manner that filling efficiency is a predetermined value or less when the engine body operates in a medium-speed range and in a high-load region, and sets opening/closing timings for the intake valve and an exhaust valve 10 in such a manner that a valve opening period for the intake valve and a valve opening period for the exhaust valve overlap each other during a predetermined period.

Description

ここに開示する技術は、ターボ過給機付き火花点火式エンジンに関する。   The technology disclosed herein relates to a spark ignition engine with a turbocharger.

特許文献1には、熱効率の向上を目指して、幾何学的圧縮比を高く設定した火花点火式エンジンが記載されている。このような高い圧縮比は、圧縮端温度及び圧縮端圧力を高くするから、エンジンの運転状態が、特に高負荷域にあるときには、ノッキングを招き易い。特許文献1には、ノッキングを招き易い高負荷領域においては、点火時期を圧縮上死点後に設定することによって、ノッキングを回避する技術が記載されている。   Patent Document 1 describes a spark ignition engine in which a geometric compression ratio is set high in order to improve thermal efficiency. Such a high compression ratio increases the compression end temperature and the compression end pressure, and therefore is likely to cause knocking when the operating state of the engine is in a particularly high load range. Patent Document 1 describes a technique for avoiding knocking by setting the ignition timing after compression top dead center in a high load region where knocking is likely to occur.

また、特許文献2には、相対的に小容量でかつ、エンジンの運転状態が低負荷低回転時に作動する小ターボ過給機と、相対的に大容量でかつ、エンジンの運転状態が高負荷高回転時に作動する大ターボ過給機とを備えたディーゼルエンジンにおいて、低負荷低回転時の排気エネルギが低いときに、トルク向上を目的とした掃気利用の充填効率向上技術が記載されている。具体的に、このターボ過給機付きエンジンでは、小ターボ過給機を作動させる運転領域において、バルブ位相可変機構(Variable Value Timing:VVT)が排気弁の開弁期間と吸気弁の開弁期間とが重なるオーバーラップ期間を設けると共に、排気弁の開弁時期を調整することで、排気脈動の谷を、そのオーバーラップ期間に一致させている。このことによって、気筒内の既燃ガスは排気側に押し出され(つまり、掃気)、その掃気の分だけ気筒内に充填する新気の量を増やし、充填効率を高めている。   Patent Document 2 discloses a small turbocharger that operates at a relatively small capacity and an engine operating state at a low load and a low speed, and a relatively large capacity and an engine operating condition at a high load. In a diesel engine equipped with a large turbocharger that operates at a high speed, a charging efficiency improving technique using scavenging for the purpose of improving torque is described when the exhaust energy at low load and low speed is low. Specifically, in this turbocharged engine, in the operating region where the small turbocharger is operated, the variable phase timing mechanism (Variable Value Timing: VVT) has an exhaust valve opening period and an intake valve opening period. Is provided, and an exhaust pulsation valley is made to coincide with the overlap period by adjusting the opening timing of the exhaust valve. As a result, the burned gas in the cylinder is pushed out to the exhaust side (that is, scavenging), and the amount of fresh air to be filled in the cylinder is increased by the amount of scavenging, thereby increasing the charging efficiency.

特開2007−292050号公報JP 2007-292050 A 特開2009−103084号公報JP 2009-103084 A

ところで、ターボ過給機付き火花点火式エンジンは、高負荷領域においては、大きな過給効果により圧縮端温度及び圧縮端圧力が高まることで、過早着火やノッキングといった異常燃焼を招き易い条件となる。高負荷領域において、エンジン回転数が比較的低い低速域では、クランク角変化に対する実時間がかなり長いため、例えば圧縮上死点以降に気筒内に燃料を噴射しても、混合気形成が可能となり得る。低速域では、燃料噴射時期の調整を通じて異常燃焼を回避することが可能である。また、エンジン回転数が比較的高い高速域では、クランク角変化に対する実時間が逆に短いため、例えば圧縮行程中に燃料を噴射しても、未燃混合気の反応時間は短くなるから、異常燃焼は発生し難い。これに対し、エンジン回転数が中程度である中速域においては、低速域のように圧縮上死点以降において燃料を噴射したのでは混合気の形成が間に合わないため、少なくとも圧縮行程中には燃料を噴射しなければならない。一方で、高速域と比較して、クランク角変化に対する実時間が長くなることで、未燃混合気の反応時間が相対的に長くなる。従って、異常燃焼を回避するために、圧縮上死点付近で燃料を噴射するターボ過給機付き火花点火式エンジンにおいて、中速域でかつ高負荷領域は、異常燃焼が最も発生し易くなり得る。そこで、例えば、特許文献1に記載されている技術と同じように、点火時期を遅らせることによって異常燃焼を回避する対策が考えられるが、点火時期を遅らせることは、トルクの減少を招く。このことは、高いトルクが要求される中速域の高負荷領域においてトルクを向上させることができなくなるという不都合がある。   By the way, the spark-ignition engine with a turbocharger becomes a condition that tends to cause abnormal combustion such as pre-ignition and knocking because the compression end temperature and the compression end pressure increase due to a large supercharging effect in a high load region. . In the high load region, the actual time for changing the crank angle is considerably long in the low speed region where the engine speed is relatively low. For example, even if fuel is injected into the cylinder after the compression top dead center, it is possible to form a mixture. obtain. In the low speed range, abnormal combustion can be avoided by adjusting the fuel injection timing. Also, in the high speed range where the engine speed is relatively high, the actual time with respect to the change in the crank angle is short, so even if fuel is injected during the compression stroke, for example, the reaction time of the unburned mixture becomes short. Combustion is unlikely to occur. On the other hand, in the medium speed range where the engine speed is medium, the fuel / air mixture cannot be formed in time if the fuel is injected after the compression top dead center as in the low speed range, so at least during the compression stroke. The fuel must be injected. On the other hand, the reaction time of the unburned mixture becomes relatively long by increasing the actual time with respect to the crank angle change as compared with the high speed range. Therefore, in a spark ignition engine with a turbocharger that injects fuel near the compression top dead center in order to avoid abnormal combustion, abnormal combustion can be most likely to occur in the medium speed range and in the high load range. . Thus, for example, as in the technique described in Patent Document 1, a measure for avoiding abnormal combustion by delaying the ignition timing can be considered, but delaying the ignition timing causes a decrease in torque. This has the inconvenience that the torque cannot be improved in a high load region in the medium speed range where high torque is required.

特に、特許文献1に記載されているように、幾何学的圧縮比を高く設定した高圧縮比エンジンにおいては、高圧縮比と過給効果とが組み合わさって圧縮端温度及び圧縮端圧力がさらに高くなるから、中速域の高負荷領域においては異常燃焼をさらに招き易くなる。点火時期を遅らせることによってこれを回避しようとすれば、その点火時期を圧縮上死点以降で大幅に遅角しなければならなくなり、トルクが大きく低下してしまうことになる。   In particular, as described in Patent Document 1, in a high compression ratio engine with a high geometric compression ratio, the compression end temperature and the compression end pressure are further increased by combining the high compression ratio and the supercharging effect. Therefore, abnormal combustion is more likely to occur in the high load region in the medium speed range. If this is to be avoided by delaying the ignition timing, the ignition timing must be significantly retarded after compression top dead center, resulting in a significant reduction in torque.

ここに開示する技術は係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、ターボ過給機付き火花点火式エンジンにおいて、その運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときに、異常燃焼を回避して、トルク向上を図ることにある。   The technology disclosed herein has been made in view of the above points, and the purpose thereof is a spark ignition type engine with a turbocharger when the operation state is in a medium speed range and a high load range. In addition, it is intended to improve torque by avoiding abnormal combustion.

ここに開示する技術は、エンジンの運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときに、掃気を行うことで、異常燃焼を回避するようにした。掃気は、前述したように、吸気弁と排気弁との双方が開弁するオーバーラップ期間を設けて気筒内の既燃ガスを排気側に押し出し、それによって、気筒内の温度を低下させる。また、押し出された既燃ガスに代わり、相対的に温度の低い新気が気筒内に導入される。こうして圧縮開始時の気筒内の温度が低くなって圧縮端温度が低くなる。このことは、中速域でかつ高負荷領域にあるときの異常燃焼の回避に有利になる。   The technology disclosed herein avoids abnormal combustion by performing scavenging when the engine operating state is in a medium speed range and in a high load range. As described above, scavenging provides an overlap period in which both the intake valve and the exhaust valve are opened to push the burned gas in the cylinder toward the exhaust side, thereby lowering the temperature in the cylinder. Also, fresh air having a relatively low temperature is introduced into the cylinder in place of the burned burned gas. Thus, the temperature in the cylinder at the start of compression is lowered, and the compression end temperature is lowered. This is advantageous for avoiding abnormal combustion in the middle speed range and the high load range.

ここで、吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間とが重なるオーバーラップ期間を設けて掃気を行うには、吸気側の過給圧が排気側の排気圧よりも高くなければならない。しかしながら、ターボ過給機は、低速域での過給能力を高めることを考慮して、低排気流量でもタービンの回転数を上昇させて高い過給圧が得られるように、タービン容量を比較的小さくすることが一般的である。これにより、コンプレッサの作動ラインは、例えば図5に示すコンプレッサの性能曲線において破線L2で示されるように、低流量側で圧力比が高くなるような傾きの大きい曲線となる。尚、この作動ラインは、コンプレッサ単体の効率としては、最も効率の高いところ(図5における等効率線の尾根の近傍)からは、ずれることになる。   Here, in order to perform scavenging by providing an overlap period in which the valve opening period of the intake valve overlaps the valve opening period of the exhaust valve, the supercharging pressure on the intake side must be higher than the exhaust pressure on the exhaust side. However, in consideration of increasing the supercharging capability in the low speed region, the turbocharger has a relatively large turbine capacity so that a high supercharging pressure can be obtained by increasing the rotational speed of the turbine even at a low exhaust flow rate. It is common to make it smaller. Thereby, the operating line of the compressor becomes a curve with a large slope such that the pressure ratio becomes higher on the low flow rate side, as indicated by a broken line L2 in the performance curve of the compressor shown in FIG. 5, for example. Note that this operating line deviates from the highest efficiency of the compressor alone (in the vicinity of the ridge of the isoefficiency line in FIG. 5).

このような構成のターボ過給機は、中速域から高速域においては、エンジンやターボ過給機を保護する観点から、エンジンの排気側において、タービンをバイパスするウエストゲート弁を開き、それによって過給圧を上限値で一定にするが(図5における破線L2において水平に延びる箇所参照)、この状態では、吸気側の過給圧が排気圧(正確には、平均排気圧)よりも低くなってしまう。つまり、エンジンの運転状態が中速域にあるときには、オーバーラップ期間を設けたとしても、過給圧が排気圧よりも低いことに起因して、十分な掃気を行うことができない。   From the viewpoint of protecting the engine and the turbocharger, the turbocharger configured as described above opens a wastegate valve that bypasses the turbine on the exhaust side of the engine from the viewpoint of protecting the engine and the turbocharger. Although the supercharging pressure is made constant at the upper limit (see the portion extending horizontally in broken line L2 in FIG. 5), in this state, the supercharging pressure on the intake side is lower than the exhaust pressure (more precisely, the average exhaust pressure). turn into. That is, when the operating state of the engine is in the middle speed range, even if an overlap period is provided, sufficient scavenging cannot be performed due to the supercharging pressure being lower than the exhaust pressure.

そこで、ここに開示する技術は、ターボ過給機の特性を、低速域での過給性能を考慮した一般的な特性とは異ならせた上で、エンジンの運転状態が中速域にあるときに、過給圧が排気圧よりも高くなる状態にし、そのことと、吸排気弁のオーバーラップ期間を設けることとを組み合わせることで、エンジンの運転状態が中速域にあるときの掃気を可能にした。   Therefore, the technology disclosed here differs from the general characteristics that take turbocharger performance into consideration when considering the turbocharging performance in the low speed range, and the engine operating state is in the medium speed range. In addition, it is possible to perform scavenging when the engine is operating in the medium speed range by combining the supercharging pressure higher than the exhaust pressure and combining this with the intake and exhaust valve overlap periods. I made it.

具体的に、ここに開示するターボ過給機付き火花点火式エンジンは、少なくとも1の気筒を有するよう構成されたエンジン本体と、前記気筒内に吸気を導入するために開閉するよう構成された吸気弁と、前記気筒内から排気を排出するために開閉するよう構成された排気弁と、前記吸気弁及び前記排気弁それぞれの開閉時期を設定するように構成された動弁機構と、前記エンジン本体の吸気側に配置されかつ、所定過給圧の吸気を前記気筒に供給するためのコンプレッサ及び、前記エンジン本体の排気側に配置されかつ、前記気筒から排出された排気のエネルギによって前記コンプレッサを駆動するタービンを有するよう構成されたターボ過給機と、を備える。   Specifically, a spark-ignition engine with a turbocharger disclosed herein includes an engine body configured to have at least one cylinder, and intake air configured to open and close to introduce intake air into the cylinder. A valve, an exhaust valve configured to open and close to exhaust the exhaust from the cylinder, a valve mechanism configured to set opening and closing timings of the intake valve and the exhaust valve, and the engine body The compressor is arranged on the intake side of the engine and supplies the cylinder with intake air having a predetermined supercharging pressure. The compressor is arranged on the exhaust side of the engine body and is driven by the energy of the exhaust gas discharged from the cylinder. And a turbocharger configured to have a turbine to perform.

そして、前記ターボ過給機は、前記エンジン本体の運転領域において、前記コンプレッサの作動ラインが当該コンプレッサの最高効率を含む所定範囲内となるように、前記タービンの容量を設定しており、前記動弁機構は、前記エンジン本体の運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときには、充填効率が所定以下となるように前記吸気弁の閉弁時期を設定すると共に、前記吸気弁の開弁期間と前記排気弁の開弁期間とが所定期間だけ重なるように、前記吸気弁及び前記排気弁の開閉時期を設定する。   The turbocharger sets the capacity of the turbine so that the operating line of the compressor is within a predetermined range including the highest efficiency of the compressor in the operation region of the engine body, The valve mechanism sets the closing timing of the intake valve so that the charging efficiency is not more than a predetermined value when the operating state of the engine body is in a medium speed range and a high load range, and opens the intake valve. The opening and closing timings of the intake valve and the exhaust valve are set so that the period overlaps the opening period of the exhaust valve for a predetermined period.

ここで、「中速域」は、エンジンの運転領域を、エンジンの回転数の高低について、低速、中速及び高速の3つに区分した場合の中速域としてもよい。また、この「中速域」には、前記の中速域と、高速域の一部とを含む、としてもよい。   Here, the “medium speed range” may be a medium speed range when the engine operating range is divided into three types of low speed, medium speed, and high speed with respect to the engine rotational speed. The “medium speed range” may include the medium speed range and a part of the high speed range.

また、「高負荷領域」は、エンジンの運転領域を、エンジンの負荷の高低について、低負荷、中負荷及び高負荷の3つに区分した場合の高負荷領域としてもよい。また、例えば全開負荷を含む所定の領域を、高負荷領域としてもよい。   The “high load region” may be a high load region when the engine operation region is divided into three types of low load, medium load, and high load with respect to high and low engine loads. Further, for example, a predetermined area including a fully open load may be set as a high load area.

さらに、「吸気弁及び排気弁の開閉時期」は、例えば所定量のリフト時点(例えば0.3mmリフト時点)を、開弁時期又は閉弁時期と定義してもよい。   Furthermore, the “opening / closing timing of the intake valve and the exhaust valve” may define, for example, a predetermined amount of lift time (for example, 0.3 mm lift time) as a valve opening time or a valve closing time.

加えて 「動弁機構」は、クランク軸の回転に同期して、一定の時期に、吸気弁及び排気弁を開閉する機構としてもよいし、例えば、吸気弁及び排気弁の少なくとも一方について、その開閉時期を変更可能な可変機構として構成してもよい。動弁機構は、吸気弁及び/又は排気弁の開閉時期の位相を調整するバルブ位相可変機構(Variable Value Timing:VVT)としてもよい。また、動弁機構は、吸気弁及び/又は排気弁のリフト量を変更するバルブリフト可変機構(Variable Value Lift:VVL)としてもよい。バルブリフト可変機構は、カムプロファイルの異なる2種類のカムを有し、その2種類のカムを切り替えることによって、吸気弁及び/又は排気弁のリフト量を変更する構成としてもよい。また、バルブリフト可変機構は、吸気弁及び/又は排気弁のリフト量の連続的に変更する機構(Continuously Variable Value Lift:CVVL)としてもよい。動弁機構は、VVT及びVVLを組み合わせてもよい。また、吸気弁の動弁機構と、排気弁の動弁機構とは、同じ構成してもよいし、異なる構成にしてもよい。   In addition, the “valve mechanism” may be a mechanism that opens and closes the intake valve and the exhaust valve at a fixed time in synchronization with the rotation of the crankshaft. For example, at least one of the intake valve and the exhaust valve You may comprise as a variable mechanism which can change opening and closing time. The valve operating mechanism may be a variable valve timing mechanism (Variable Value Timing: VVT) that adjusts the phase of the opening / closing timing of the intake valve and / or the exhaust valve. Further, the valve operating mechanism may be a variable valve lift mechanism (VVL) that changes the lift amount of the intake valve and / or the exhaust valve. The variable valve lift mechanism may have two types of cams having different cam profiles and change the lift amount of the intake valve and / or the exhaust valve by switching between the two types of cams. The variable valve lift mechanism may be a mechanism that continuously changes the lift amount of the intake valve and / or the exhaust valve (Continuously Variable Value Lift: CVVL). The valve mechanism may be a combination of VVT and VVL. The intake valve operating mechanism and the exhaust valve operating mechanism may be the same or different.

前記の構成によると、ターボ過給機は、エンジン本体の運転領域において、コンプレッサの作動ラインが、当該コンプレッサの最高効率を含む所定範囲内となるように、タービンの容量を設定している。言い換えると、タービン容量は比較的大となるように設定されている。この所定範囲内は、一例として、但しこれに限定されないが、最高効率に対して10%の範囲内としてもよい。このように設定したターボ過給機の特性は、前述した低速域での過給性能を考慮した、従来において一般的なターボ過給機の特性とは異なり、低速域での過給性能は相対的に低くなり得る。また、タービン容量を大きくすることは、中速域での排気圧を低くし得る。尚、タービン容量の設定は、例えばA/R(つまり、A(ノズル最挟部断面積)と、R(タービン軸中心からノズル最挟部断面中心までの距離))の設定によって行ってもよい。   According to the above configuration, the turbocharger sets the turbine capacity so that the operating line of the compressor is within a predetermined range including the maximum efficiency of the compressor in the operating region of the engine body. In other words, the turbine capacity is set to be relatively large. This predetermined range is an example, but is not limited thereto, but may be within a range of 10% with respect to the maximum efficiency. The turbocharger characteristics set in this way are different from the conventional turbocharger characteristics considering the turbocharger performance in the low speed range described above. Can be low. Further, increasing the turbine capacity can lower the exhaust pressure in the middle speed range. The turbine capacity may be set by setting, for example, A / R (that is, A (cross-sectional area of the nozzle most sandwiched portion) and R (distance from the turbine shaft center to the center of the nozzle most sandwiched portion)). .

また、前記の構成では、吸気弁及び排気弁の開閉時期を設定する動弁機構が、エンジン本体の運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときに、充填効率が所定以下となるように、吸気弁の閉弁時期を設定する。所定以下の低い充填効率は、排気流量を低下させ、排気圧を低くする。一方で、前述の通り、ターボ過給機におけるコンプレッサの作動ラインが最高効率付近に設定されていることで、排気エネルギが低くても、比較的高い過給圧が得られる。その結果、エンジン本体の運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときに、過給圧が排気圧よりも高い状態になり得る。言い換えると、ターボ過給機は、エンジン本体の運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあり、充填効率が所定以下となるように設定したときに、過給圧が排気圧よりも高くなるような特性を有している。   In the above configuration, the valve operating mechanism for setting the opening and closing timings of the intake valve and the exhaust valve is such that the charging efficiency is less than or equal to a predetermined value when the operating state of the engine body is in the medium speed range and in the high load range. Next, the closing timing of the intake valve is set. A low filling efficiency below a predetermined level lowers the exhaust flow rate and lowers the exhaust pressure. On the other hand, as described above, since the operating line of the compressor in the turbocharger is set near the maximum efficiency, a relatively high boost pressure can be obtained even when the exhaust energy is low. As a result, when the operating state of the engine body is in the medium speed range and in the high load range, the supercharging pressure can be higher than the exhaust pressure. In other words, in the turbocharger, the supercharging pressure becomes higher than the exhaust pressure when the operating state of the engine body is in a medium speed range and in a high load range and the charging efficiency is set to be equal to or less than a predetermined value. It has the following characteristics.

その上で、動弁機構は、吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間とが所定期間だけ重なるように、つまりオーバーラップ期間を設けるように、吸気弁及び排気弁の開閉時期を設定する。前述したように過給圧が排気圧よりも高い状態にしているため、吸排気弁のオーバーラップ期間において、気筒内の既燃ガスが排気側に押し出されて掃気が行われる。その結果、気筒内の温度低下と共に、相対的に低温の新気が気筒内に導入されるから、圧縮端温度が下がって異常燃焼が回避される。こうして異常燃焼が回避されるから、点火時期をできるだけ進角することが可能になり、エンジンの運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときのトルクの向上が図られる。オーバーラップ期間は、具体的には、吸気弁の開弁時期を、例えば排気上死点前35〜40°CAに設定し、また、排気弁の閉弁時期を、例えば排気上死点後35〜40°CAに設定し、それによって、70〜80°CAに設定してもよい。   In addition, the valve mechanism sets the opening and closing timings of the intake valve and the exhaust valve so that the valve opening period of the intake valve and the valve opening period of the exhaust valve overlap each other for a predetermined period, that is, an overlap period is provided. To do. As described above, since the supercharging pressure is higher than the exhaust pressure, the burned gas in the cylinder is pushed out to the exhaust side and scavenging is performed during the overlap period of the intake and exhaust valves. As a result, relatively low temperature fresh air is introduced into the cylinder as the temperature in the cylinder decreases, so that the compression end temperature decreases and abnormal combustion is avoided. Since the abnormal combustion is avoided in this way, the ignition timing can be advanced as much as possible, and the torque can be improved when the engine is operating in the medium speed range and in the high load range. Specifically, in the overlap period, the opening timing of the intake valve is set to 35-40 ° CA before exhaust top dead center, for example, and the closing timing of the exhaust valve is set to 35 after exhaust top dead center, for example, 35 It may be set at ˜40 ° CA, thereby setting at 70-80 ° CA.

ここで、前記動弁機構は、充填効率が所定以下となるように、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも所定量だけ遅角した時期に設定してもよい。しかしながら、エンジン本体の運転状態が中速域にあるため、吸気の慣性効果が強く、充填効率を所定以下にしようとすれば、吸気弁の閉弁時期を、吸気下死点後の大幅に遅い時期に設定しなければならなくなる。   Here, the valve mechanism may set the closing timing of the intake valve to a timing retarded by a predetermined amount from the intake bottom dead center so that the charging efficiency is less than a predetermined value. However, since the operating state of the engine body is in the middle speed range, the inertia effect of intake is strong, and if the charging efficiency is to be less than a predetermined value, the closing timing of the intake valve is significantly delayed after the intake bottom dead center You will have to set the time.

そこで、前記動弁機構は、前記充填効率が所定以下となるように、前記吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも所定量だけ進角した時期に設定する、ことが好ましい。こうすることで、中速域において、所定以下の充填効率を容易に実現し得る。吸気弁の閉弁時期は、例えば吸気下死点前25〜30°CAに設定してもよい。   Therefore, it is preferable that the valve mechanism sets the closing timing of the intake valve to a timing advanced by a predetermined amount from the intake bottom dead center so that the charging efficiency is less than a predetermined value. By doing so, it is possible to easily achieve a filling efficiency of a predetermined value or less in the medium speed range. The closing timing of the intake valve may be set to, for example, 25-30 ° CA before the intake bottom dead center.

前記動弁機構は、前記排気弁の開弁期間が前記吸気弁の開弁期間よりも長くなるように、前記吸気弁及び前記排気弁の開閉時期を設定する、としてもよい。前述の通り、吸気弁及び排気弁の開弁期間が重なるオーバーラップ期間を設けることから、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも所定量だけ進角させたときには特に、吸気弁の開弁期間が相対的に短くかつ、排気弁の開弁期間が相対的に長くなる。   The valve operating mechanism may set the opening / closing timings of the intake valve and the exhaust valve so that an opening period of the exhaust valve is longer than an opening period of the intake valve. As described above, since an overlap period is provided in which the opening periods of the intake valve and the exhaust valve overlap, particularly when the intake valve closing timing is advanced by a predetermined amount from the intake bottom dead center, the intake valve is opened. The valve period is relatively short, and the exhaust valve opening period is relatively long.

前記動弁機構は、前記エンジン本体の運転状態が、前記中速域よりも高速域でかつ前記高負荷領域にあるときには、前記吸気弁の閉弁時期を、前記中速域でかつ高負荷域にあるときよりも遅角した時期に設定する、としてもよい。   When the operating state of the engine body is in a higher speed region than the medium speed region and in the high load region, the valve operating mechanism sets the closing timing of the intake valve in the medium speed region and the high load region. It may be set to a time delayed from the time when

エンジン本体の運転状態が高速域にあるときには、中速域にあるときと比較して、クランク角変化に対する実時間が短くなるため、気筒内の未燃混合気の反応可能時間が短くなり、過早着火やノッキングといった異常燃焼は起こり難くなる。   When the operating state of the engine body is in the high speed range, the actual time for changing the crank angle is shorter than when the engine is in the middle speed range. Abnormal combustion such as pre-ignition and knocking is unlikely to occur.

一方で、エンジン本体の運転状態が高速域でかつ高負荷領域にあるときには、充填効率をさらに高めることが、トルク向上には有利になる。   On the other hand, when the operating state of the engine body is in a high speed region and a high load region, further increasing the charging efficiency is advantageous for improving the torque.

そこで、動弁機構は、エンジン本体の運転状態が、異常燃焼の起こり難い、高速域でかつ高負荷領域にあるときには、吸気弁の閉弁時期を、中速域でかつ高負荷域にあるときよりも遅角した時期に設定する。このことにより、過給効果を含んで高い充填効率が実現し、トルクが向上する。   Therefore, when the operating state of the engine body is in a high speed range and a high load range where the abnormal combustion is unlikely to occur, the valve operating mechanism sets the intake valve closing timing to a medium speed range and a high load range. Set at a later time. As a result, high charging efficiency including supercharging effect is realized, and torque is improved.

前記気筒の幾何学的圧縮比は、13以上に設定され、前記動弁機構は、前記エンジン本体の運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときには、前記気筒の有効圧縮比を、10以上に設定する、としてもよい。   The geometric compression ratio of the cylinder is set to 13 or more, and the valve operating mechanism sets the effective compression ratio of the cylinder to 10 when the operating state of the engine body is in a medium speed range and a high load range. It is good also as setting above.

すなわち、前述した構成は、エンジン本体の幾何学的圧縮比が高く、それに伴い、エンジン本体の運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときの有効圧縮比も比較的高くなって、高い圧縮端温度及び圧縮端圧力になり得る火花点火式エンジンにおいて、異常燃焼を回避してトルクの向上が図られる点で、有効である。   That is, the above-described configuration has a high geometric compression ratio of the engine body, and accordingly, the effective compression ratio when the operating state of the engine body is in the medium speed range and in the high load range is also relatively high and high. In a spark ignition engine that can be at the compression end temperature and the compression end pressure, it is effective in that abnormal combustion is avoided and torque is improved.

前記エンジン本体は、いわゆるガソリン車両に搭載することは勿論のこと、前記エンジン本体は、走行用の電動モータを備えたハイブリッド車両に搭載されている、としてもよい。   Of course, the engine body may be mounted on a so-called gasoline vehicle, or the engine body may be mounted on a hybrid vehicle having an electric motor for traveling.

前述の通り、ターボ過給機の特性を、低速域での過給性能を考慮した一般的な特性とは異ならせていることに起因して、このターボ過給機付き火花点火式エンジンは、低速域では過給効果が得られ難くなり、低速域でのトルク低下を招く場合がある。しかしながら、このエンジン本体を、走行用の電動モータを備えたハイブリッド車両に搭載した場合には、低速域においては電動モータを駆動することによって必要なトルクを確保することが可能である。尚、前記エンジン本体をガソリン車両に搭載したときには、低速域における低い過給性能を補う別途の構成を追加してもよい。   As mentioned above, the spark ignition engine with turbocharger is due to the fact that the characteristics of the turbocharger are different from the general characteristics considering the supercharging performance in the low speed range. In the low speed range, it is difficult to obtain the supercharging effect, and the torque may be reduced in the low speed range. However, when this engine body is mounted on a hybrid vehicle equipped with an electric motor for traveling, it is possible to ensure the necessary torque by driving the electric motor in the low speed range. When the engine body is mounted on a gasoline vehicle, a separate configuration that compensates for low supercharging performance in the low speed range may be added.

以上説明したように、前記のターボ過給機付き火花点火式エンジンは、エンジン本体の運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときに、吸気弁の閉弁時期の設定によって充填効率を低くすることに伴い、過給圧が排気圧よりも高くなるようなターボ過給機の特性とし、その上で、吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間とが重なるように、吸気弁及び排気弁の開閉時期を設定することで、掃気を確実に行って異常燃焼を回避し、その結果、トルクの向上が図られる。   As described above, the spark-ignition engine with a turbocharger has a charging efficiency that is set by setting the closing timing of the intake valve when the operating state of the engine body is in the medium speed range and the high load range. The turbocharger has a characteristic that the supercharging pressure becomes higher than the exhaust pressure in accordance with the lowering, and the intake valve opening period and the exhaust valve opening period overlap with each other. By setting the opening and closing timing of the valve and the exhaust valve, scavenging is surely performed to avoid abnormal combustion, and as a result, torque is improved.

エンジンシステムの構成を示す概略図である。It is the schematic which shows the structure of an engine system. エンジンシステムの構成を示す概略図である。It is the schematic which shows the structure of an engine system. エンジンシステムにおける排気側の構成を示す一部断面図であり、(a)絞り部を構成する可変絞り弁を開けた状態、(b)可変絞り弁を閉じた状態である。It is a partial cross section figure which shows the structure of the exhaust side in an engine system, (a) The state which opened the variable throttle valve which comprises a throttle part, (b) The state which closed the variable throttle valve. エンジンの運転領域を示すマップの一例である。It is an example of the map which shows the driving | operation area | region of an engine. コンプレッサの性能曲線の一例である。It is an example of the performance curve of a compressor. 吸気弁及び排気弁のリフト量及び開閉時期を例示する図である。It is a figure which illustrates the lift amount and opening / closing timing of an intake valve and an exhaust valve. 低速高負荷域における吸気弁及び排気弁の開閉時期を例示するダイアグラムである。It is a diagram which illustrates the opening and closing timing of the intake valve and the exhaust valve in the low speed and high load range. 中速高負荷域における吸気弁及び排気弁の開閉時期を例示するダイアグラムである。It is a diagram which illustrates the opening and closing timing of the intake valve and the exhaust valve in the medium speed and high load range. ターボ過給機の特性曲線の一例である。It is an example of the characteristic curve of a turbocharger. 中速高負荷域における排気脈動と吸排気弁の開弁期間との関係を示すタイミングチャートである。It is a timing chart which shows the relationship between the exhaust pulsation in a medium speed high load area, and the valve opening period of an intake / exhaust valve.

以下、実施形態に係るエンジンシステム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例示である。図1、2において、1はエンジン(エンジン本体)であって、この例では、第1〜第4の4つの気筒C1〜C4を有する直列4気筒の火花点火式エンジンとされている。尚、以下の説明において、各気筒を区別する必要のないときは、気筒を単に符合Cを用いて示す場合もある。2はシリンダブロック、3はシリンダヘッド、4はピストンであり、これらシリンダブロック2とシリンダヘッド3とピストン4とによって燃焼室5が形成されている。燃焼室5には、シリンダヘッド3に形成された吸気ポート6及び排気ポート7が開口し、燃焼室5の略中心部には点火プラグ8が配設されている。吸気ポート6は吸気弁9により開閉され、排気ポート7は排気弁10により開閉される。   Hereinafter, an engine system according to an embodiment will be described with reference to the drawings. In addition, the following description of preferable embodiment is an illustration. 1 and 2, reference numeral 1 denotes an engine (engine body). In this example, an in-line four-cylinder spark ignition engine having first to fourth four cylinders C1 to C4 is used. In the following description, when it is not necessary to distinguish between the cylinders, the cylinders may be simply indicated by a symbol C. 2 is a cylinder block, 3 is a cylinder head, and 4 is a piston. A combustion chamber 5 is formed by the cylinder block 2, the cylinder head 3, and the piston 4. An intake port 6 and an exhaust port 7 formed in the cylinder head 3 are opened in the combustion chamber 5, and a spark plug 8 is disposed at a substantially central portion of the combustion chamber 5. The intake port 6 is opened and closed by an intake valve 9, and the exhaust port 7 is opened and closed by an exhaust valve 10.

シリンダヘッド3にはまた、気筒C毎に、気筒C内に燃料を直接噴射するインジェクタ11が取り付けられている。インジェクタ11は、この例では、シリンダヘッド3の吸気側に取り付けられており、燃焼室5の中央付近に向かって、燃料を直接噴射するように構成されている。   In addition, for each cylinder C, an injector 11 that directly injects fuel into the cylinder C is attached to the cylinder head 3. In this example, the injector 11 is attached to the intake side of the cylinder head 3 and is configured to directly inject fuel toward the vicinity of the center of the combustion chamber 5.

尚、点火プラグ8や、インジェクタ11の配置は、適宜変更することが可能である。   The arrangement of the spark plug 8 and the injector 11 can be changed as appropriate.

吸気弁9及び排気弁10を駆動する動弁機構12は、吸気側及び排気側のそれぞれにVVT(VariableValve Timing)を備えている。VVTは、吸気弁9及び排気弁10の開弁期間を維持したまま、バルブタイミング(バルブ開閉時期)を平行移動的に前後させる。VVTは、液圧式、電磁式又は機械式の公知の構造を適宜採用すればよく、その詳細な構造についての図示は省略する。   The valve operating mechanism 12 that drives the intake valve 9 and the exhaust valve 10 includes VVT (Variable Valve Timing) on each of the intake side and the exhaust side. The VVT moves the valve timing (valve opening / closing timing) back and forth in parallel while maintaining the valve opening periods of the intake valve 9 and the exhaust valve 10. The VVT may adopt a known structure of a hydraulic type, an electromagnetic type, or a mechanical type as appropriate, and illustration of the detailed structure is omitted.

吸気弁9及び排気弁10を駆動する動弁機構12の内、少なくとも吸気弁9の動弁機構12はまた、吸気弁9のリフト量を大小2種類に切り替える、例えば油圧作動式の可変機構(以下、VVL(VariableValve Lift)と称する)を備えている。VVLは、その構成の詳細な図示は省略するが、吸気弁9のリフト量を相対的に大きくする第1カムと、吸気弁9のリフト量を相対的に小さくする第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吸気弁9に伝達するロストモーション機構を含んで構成されている。このようなVVLに代えて、吸気弁9の動弁機構12は、そのリフト量を連続的に変更することが可能なリフト量可変機構(CVVL(Continuously Variable Valve Lift))を備えるようにしてもよい。CVVLは、公知の種々の構造を適宜採用することが可能であり、その詳細な構造についての図示は省略する。吸気弁9は、VVT及びVVLによって、図6に例示するように、その開弁時期及び閉弁時期、並びに、リフト量(及び開弁期間)、をそれぞれ変更することが可能である(図6の実線、一点鎖線及び二点鎖線参照)。   Among the valve mechanisms 12 that drive the intake valve 9 and the exhaust valve 10, at least the valve mechanism 12 of the intake valve 9 also switches the lift amount of the intake valve 9 between two types of large and small, for example, a hydraulically operated variable mechanism ( Hereinafter, it is referred to as VVL (Variable Valve Lift). Although the detailed illustration of the configuration of the VVL is omitted, the VVL includes a first cam that relatively increases the lift amount of the intake valve 9 and a second cam that relatively decreases the lift amount of the intake valve 9. Two types of cams having different profiles, and a lost motion mechanism that selectively transmits an operating state of one of the first and second cams to the intake valve 9 are configured. Instead of such VVL, the valve mechanism 12 of the intake valve 9 may be provided with a lift amount variable mechanism (CVVL (Continuously Variable Valve Lift)) capable of continuously changing the lift amount. Good. CVVL can adopt various known structures as appropriate, and illustration of the detailed structure is omitted. As illustrated in FIG. 6, the intake valve 9 can change the valve opening timing and valve closing timing, and the lift amount (and valve opening period), respectively, according to VVT and VVL (FIG. 6). (See solid line, dash-dot line and dash-dot line).

吸気弁9及び排気弁10の動弁機構12を制御することによって、図6に例示するように、吸気弁9の開弁時期を排気上死点前とする一方で(同図の実線参照)、排気弁10の閉弁時期を排気上死点後として(同図の破線参照)、吸気弁9の開弁期間の一部と排気弁10の開弁期間の一部とが重なり、それによって、排気上死点付近で吸気弁9及び排気弁10が共に開弁するオーバーラップ期間(O/L)を設定することが可能である。   By controlling the valve operating mechanism 12 of the intake valve 9 and the exhaust valve 10, as illustrated in FIG. 6, the opening timing of the intake valve 9 is made before the exhaust top dead center (see the solid line in the figure). Assuming that the closing timing of the exhaust valve 10 is after exhaust top dead center (see the broken line in the figure), a part of the valve opening period of the intake valve 9 and a part of the valve opening period of the exhaust valve 10 overlap, It is possible to set an overlap period (O / L) in which both the intake valve 9 and the exhaust valve 10 open near the exhaust top dead center.

尚、排気弁10においても、リフト量を可変にする可変機構(VVL)を備えてもよい。排気弁10のVVLは特に、吸気弁9とは異なり、カム山を一つ有する第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してもよい。この構成では、第1カムの作動状態を排気弁10に伝達しているときには、排気弁10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10に伝達しているときには、排気弁10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。特殊モードは、気筒C内に既燃ガスを残留させる内部EGR制御に利用することができる。内部EGR制御は、後述するCI燃焼時に行う場合がある。   The exhaust valve 10 may also be provided with a variable mechanism (VVL) that makes the lift amount variable. The VVL of the exhaust valve 10 is different from that of the intake valve 9, in particular, two types of cams having different cam profiles, a first cam having one cam crest and a second cam having two cam crests, and its first You may comprise the lost motion mechanism which selectively transmits the operating state of any one of the 1st cam and the 2nd cam to an exhaust valve. In this configuration, when the operating state of the first cam is transmitted to the exhaust valve 10, the exhaust valve 10 operates in the normal mode in which the valve is opened only once during the exhaust stroke, whereas the operation of the second cam is performed. When the state is transmitted to the exhaust valve 10, the exhaust valve 10 operates in a special mode in which the exhaust valve is opened during the exhaust stroke and is also opened during the intake stroke so that the exhaust is opened twice. . The special mode can be used for internal EGR control in which burnt gas remains in the cylinder C. The internal EGR control may be performed during CI combustion described later.

吸気ポート6は、吸気マニホールドによって形成される独立分岐吸気通路21を介してサージタンク22に接続されている。サージタンク22には、1本の共通吸気通路23が接続されている。この共通吸気通路23には、その上流側から下流側へ順次、エアクリーナ24,スロットル弁25,ターボ過給機26のコンプレッサ26A、インタークーラ27が配設されている。   The intake port 6 is connected to a surge tank 22 via an independent branch intake passage 21 formed by an intake manifold. One common intake passage 23 is connected to the surge tank 22. In this common intake passage 23, an air cleaner 24, a throttle valve 25, a compressor 26A of a turbocharger 26, and an intercooler 27 are arranged in order from the upstream side to the downstream side.

エンジン1の他側面には、排気通路30の一部を構成する排気マニホールド31が取り付けられる。この排気マニホールド31は、互いに独立した第1〜第3の独立通路部31A、31B、31Cを有している。第1独立通路部31Aが第1気筒C1の排気ポート7に連通し、第2独立通路部31Bが、第2及び第3気筒C2、C3の排気ポート7に連通し、第3独立通路部31Cが、第4気筒C4の排気ポート7に連通する。   An exhaust manifold 31 that constitutes a part of the exhaust passage 30 is attached to the other side surface of the engine 1. The exhaust manifold 31 has first to third independent passage portions 31A, 31B, and 31C that are independent of each other. The first independent passage portion 31A communicates with the exhaust port 7 of the first cylinder C1, the second independent passage portion 31B communicates with the exhaust ports 7 of the second and third cylinders C2, C3, and the third independent passage portion 31C. However, it communicates with the exhaust port 7 of the fourth cylinder C4.

排気マニホールド31の出口端にはハウジング32が接続されている。ハウジング32は、その上流側においては、排気マニホールド31の独立通路部31A、31B、31Cにそれぞれ連通する独立通路部32A、32B、32Cを形成すると共に、後述する可変絞り弁320を有する絞り部として機能し、それよりも下流側においては、各独立通路部32A、32B、32Cからの排気が合流する集合部32Dを形成する。ここで、可変絞り弁320は、3つの独立通路部32A、32B、32Cの各通路断面積を、その独立状態を維持しつつ変更するバルブである。可変絞り弁320を含むハウジング32の詳細構造は、後述する。   A housing 32 is connected to the outlet end of the exhaust manifold 31. On the upstream side, the housing 32 forms independent passage portions 32A, 32B, and 32C communicating with the independent passage portions 31A, 31B, and 31C of the exhaust manifold 31, respectively, and as a throttle portion having a variable throttle valve 320 that will be described later. It functions, and forms a collecting portion 32D where the exhaust from each of the independent passage portions 32A, 32B, 32C joins on the downstream side. Here, the variable throttle valve 320 is a valve that changes the cross-sectional areas of the three independent passage portions 32A, 32B, and 32C while maintaining their independent states. The detailed structure of the housing 32 including the variable throttle valve 320 will be described later.

排気通路30の下流側には、ターボ過給機26のハウジングが接続されている。ハウジング内には、ターボ過給機26のタービン26Bが配設されている。タービン26Bは、コンプレッサ26Aに対して連結軸26Cによって連結されており、排気ガスのエネルギを受けてタービン26Bが回転駆動することによって、コンプレッサ26Aが回転駆動して、過給が行われる。   A housing of the turbocharger 26 is connected to the downstream side of the exhaust passage 30. A turbine 26B of the turbocharger 26 is disposed in the housing. The turbine 26B is connected to the compressor 26A by a connecting shaft 26C. When the turbine 26B is rotationally driven by receiving the energy of the exhaust gas, the compressor 26A is rotationally driven to perform supercharging.

排気通路30にはまた、タービン26Bをバイパスするバイパス通路34が接続されている。このバイパス通路34には、当該バイパス通路34を流れる排気流量を調整するためのウエストゲート弁341が介設されている。   The exhaust passage 30 is also connected to a bypass passage 34 that bypasses the turbine 26B. The bypass passage 34 is provided with a waste gate valve 341 for adjusting the flow rate of the exhaust gas flowing through the bypass passage 34.

排気通路30におけるタービン26Bの下流側には、図1に示すように、排気ガス中の有害成分を浄化する触媒33が接続されている。この触媒33は、ケースと、そのケース内の流路に配置した、例えば三元触媒とを備えて構成されている。   As shown in FIG. 1, a catalyst 33 for purifying harmful components in the exhaust gas is connected to the exhaust passage 30 downstream of the turbine 26B. The catalyst 33 includes a case and, for example, a three-way catalyst arranged in a flow path in the case.

ここで、エンジンシステムの排気側の構成について、主に図3を参照しながら、さらに詳細に説明する。図3は、気筒列の方向に視た排気マニホールド31及びハウジング32の部分の一部破断の側面図である。   Here, the configuration of the exhaust side of the engine system will be described in more detail with reference mainly to FIG. FIG. 3 is a partially broken side view of the exhaust manifold 31 and the housing 32 as viewed in the direction of the cylinder row.

排気マニホールド31の上流端にはフランジ311が設けられ、排気マニホールド31は、このフランジ311を介してエンジン1のシリンダヘッド3に固定される。前述の通り、排気マニホールド31は、第1〜第3の独立通路部31A、31B、31Cを有し、それぞれの上流端は、シリンダヘッド3の側面に開口する3つの排気ポート7それぞれに接続されると共に、その下流端である排気マニホールド31の出口には、詳細な図示は省略するが、3つの開口が気筒列方向に並んで形成されている。つまり、第1独立通路部31Aの第1開口部、第2独立通路部31Bの第2開口部、及び、第3独立通路部31Cの第3開口部が、この順に一直線上に配置されている(図2も参照)。   A flange 311 is provided at the upstream end of the exhaust manifold 31, and the exhaust manifold 31 is fixed to the cylinder head 3 of the engine 1 via the flange 311. As described above, the exhaust manifold 31 has the first to third independent passage portions 31 </ b> A, 31 </ b> B, and 31 </ b> C, and each upstream end is connected to each of the three exhaust ports 7 opened on the side surface of the cylinder head 3. In addition, at the outlet of the exhaust manifold 31, which is the downstream end, three openings are formed side by side in the cylinder row direction, although detailed illustration is omitted. That is, the first opening of the first independent passage 31A, the second opening of the second independent passage 31B, and the third opening of the third independent passage 31C are arranged in a straight line in this order. (See also FIG. 2).

排気マニホールド31の出口端に接続されるハウジング32の上流側には、排気の流れに沿って(平行に)立設する仕切板321が、その立設方向に直交する気筒列の方向(図における紙面に直交する方向)に所定の間隔だけ離間して、2枚設けられている。2枚の仕切板321の内の一方は、排気マニホールド31の出口端との合わせ部において第1開口部と第2開口部とを仕切る壁面と連続するように立設されてハウジング32内を仕切り、他方は、第2開口部と第3開口部とを仕切る壁面と連続するように立設されてハウジング32内を仕切る。これにより、ハウジング32内の上流側において、仕切板321に沿って排気が流れる区間では、2枚の仕切板321によって各独立通路部31A、31B、31Cの独立状態及び並列状態が維持されており、ハウジングにおけるこの部分が、複数の気筒Cの排気側にそれぞれ連通する複数の独立通路部32A、32B、32Cを構成することになる。   On the upstream side of the housing 32 connected to the outlet end of the exhaust manifold 31, a partition plate 321 erected along (in parallel with) the flow of exhaust gas is in a cylinder row direction (in the figure, orthogonal to the erection direction). Two sheets are provided at a predetermined interval in a direction perpendicular to the paper surface. One of the two partition plates 321 is erected so as to be continuous with the wall surface that partitions the first opening and the second opening at the joint with the outlet end of the exhaust manifold 31 to partition the inside of the housing 32. The other is erected so as to be continuous with the wall surface that partitions the second opening and the third opening and partitions the inside of the housing 32. As a result, in the section where the exhaust flows along the partition plate 321 on the upstream side in the housing 32, the independent state and the parallel state of the independent passage portions 31A, 31B, 31C are maintained by the two partition plates 321. This portion of the housing constitutes a plurality of independent passage portions 32A, 32B, 32C communicating with the exhaust sides of the plurality of cylinders C, respectively.

前述した可変絞り弁320は、ハウジング32の上流側に配設されており、具体的には、排気の流れに交差する方向に設けられ、ハウジング32に支持されたフラップ軸322と、フラップ軸322まわりに旋回可能とされた弁体としてのフラップ323と、後述するECU100からの制御信号(可変絞り弁320の開度指令)に基づいてフラップ軸322を回転させるアクチュエータ(図示省略)と、フラップ323を開弁方向に付勢するリターンスプリング(図示省略)とを含む。フラップ323は、フラップ軸322に沿って視てフラップ軸322を扇の要とする扇形断面の扇状面を有する。   The variable throttle valve 320 described above is disposed on the upstream side of the housing 32. Specifically, the variable throttle valve 320 is provided in a direction crossing the flow of exhaust gas, and a flap shaft 322 supported by the housing 32 and a flap shaft 322 are provided. A flap 323 serving as a valve body that can be turned around, an actuator (not shown) that rotates the flap shaft 322 based on a control signal (an opening command of the variable throttle valve 320), which will be described later, and a flap 323 And a return spring (not shown) for urging the valve in the valve opening direction. The flap 323 has a fan-shaped surface having a fan-shaped cross section that is viewed along the flap shaft 322 and has the flap shaft 322 as a main part of the fan.

ハウジング32には上方に膨出する膨出部324が形成されており、膨出部324の内側にフラップ323が格納された状態(図3(a)に示す状態)が、可変絞り弁320の開弁(全開)状態である。可変絞り弁320が全開のときには、排気マニホールド31の出口からハウジング32内に導入された排気はフラップ323(可変絞り弁320)で絞られることなく、下流側の集合部32Dに導かれる。   The housing 32 is formed with a bulging portion 324 that bulges upward, and the state in which the flap 323 is stored inside the bulging portion 324 (the state shown in FIG. 3A) The valve is open (fully open). When the variable throttle valve 320 is fully open, the exhaust introduced into the housing 32 from the outlet of the exhaust manifold 31 is guided to the downstream collecting portion 32D without being throttled by the flap 323 (variable throttle valve 320).

一方、フラップ323がフラップ軸322を中心に回転駆動され、膨出部324よりも内側に最も侵入した状態(図3(b)に示す状態)が可変絞り弁320の閉弁(全閉)状態である。フラップ323は、アクチュエータによって全閉状態と全開状態との間で適宜開度調節される。   On the other hand, the state in which the flap 323 is driven to rotate about the flap shaft 322 and enters the innermost side than the bulging portion 324 (the state shown in FIG. 3B) is the closed (fully closed) state of the variable throttle valve 320. It is. The opening of the flap 323 is appropriately adjusted between the fully closed state and the fully open state by an actuator.

可変絞り弁320が全閉のときには、図3(b)に示すように、フラップ323の扇状面が流路の一部を遮るので排気通路断面積が縮小される。従って、排気マニホールド31の出口からハウジング32内に導入された排気は可変絞り弁320によって絞られた後、集合部32Dに導かれる。ここで、各仕切板321の各後縁は、可変絞り弁320が閉弁状態にあるときのフラップ323の扇状面に沿うように成形されている。従って、排気がフラップ323で絞られる際には、排気通路の独立状態及び並列状態が維持された状態で絞られる。   When the variable throttle valve 320 is fully closed, as shown in FIG. 3B, the fan-shaped surface of the flap 323 blocks a part of the flow path, so that the exhaust passage cross-sectional area is reduced. Accordingly, the exhaust gas introduced into the housing 32 from the outlet of the exhaust manifold 31 is throttled by the variable throttle valve 320 and then guided to the collecting portion 32D. Here, each rear edge of each partition plate 321 is formed along the fan-shaped surface of the flap 323 when the variable throttle valve 320 is in the closed state. Therefore, when the exhaust is throttled by the flap 323, the exhaust passage is throttled while the independent state and the parallel state of the exhaust passage are maintained.

集合部32Dは、ハウジング32内において仕切板321の後縁よりも下流側に形成される部分である。ハウジング32の下流端側にはフランジが設けられて、ターボ過給機26のハウジングが接続されている。   The collecting portion 32 </ b> D is a portion formed in the housing 32 on the downstream side of the rear edge of the partition plate 321. A flange is provided on the downstream end side of the housing 32, and the housing of the turbocharger 26 is connected thereto.

図1に戻り、符号100は、エンジンシステムの動作を電気的に制御するECU(Engine Control Unit)である。ECU100は、CPU、メモリ、カウンタタイマー群、インターフェース並びにこれらのユニットを接続するバス等を有するマイクロプロセッサで構成された制御ユニットである。ECU100は、インジェクタ11の制御を通じた燃料供給量、スロットル弁25の制御を通じたスロットル開度、及び、点火プラグ8の制御を通じた点火時期といった一般的な燃焼制御に加え、動弁機構12(VVT及びVVL)の駆動制御、ウエストゲート弁341の開度調整制御、及び、可変絞り弁320の開度調整制御を行う。   Returning to FIG. 1, reference numeral 100 denotes an ECU (Engine Control Unit) that electrically controls the operation of the engine system. The ECU 100 is a control unit composed of a microprocessor having a CPU, a memory, a counter timer group, an interface, a bus connecting these units, and the like. In addition to the general combustion control such as the fuel supply amount through the control of the injector 11, the throttle opening through the control of the throttle valve 25, and the ignition timing through the control of the spark plug 8, the ECU 100 And VVL) drive control, waste gate valve 341 opening adjustment control, and variable throttle valve 320 opening adjustment control.

このエンジン1は、熱効率向上の観点から、幾何学的圧縮比が13以上に設定されている。さらに、幾何学的圧縮比を18以上の高圧縮比に設定することによって、例えば低負荷領域においては、圧縮着火燃焼(Compression Ignition:CI)を行うことが可能になり、熱効率のさらなる向上が図られる。この例では、幾何学的圧縮比は18に設定されており、このエンジン1は、低負荷領域においてはCI燃焼を行う。一方、エンジン1の負荷が高まるに従って、CI燃焼では燃焼が急峻になりすぎて、例えば燃焼騒音等の問題を引き起こすことになる。そこで、このエンジン1では、前記の低負荷領域よりも負荷の高い高負荷領域においては、火花点火燃焼(Spark Ignition:SI)を行う。このように、ここに例示するターボ過給機付き高圧縮比エンジン1は、負荷の高低に応じて燃焼形態を切り替えるように構成されている。但し、ここに開示する技術は、このようなCI燃焼を行うエンジンに適用することには限定されない。   The engine 1 has a geometric compression ratio set to 13 or more from the viewpoint of improving thermal efficiency. Furthermore, by setting the geometric compression ratio to a high compression ratio of 18 or more, for example, in a low load region, compression ignition combustion (CI) can be performed, and the thermal efficiency can be further improved. It is done. In this example, the geometric compression ratio is set to 18, and the engine 1 performs CI combustion in the low load region. On the other hand, as the load on the engine 1 increases, the combustion becomes too steep in the CI combustion, causing problems such as combustion noise. Therefore, in the engine 1, spark ignition combustion (Spark Ignition: SI) is performed in a high load region where the load is higher than the low load region. Thus, the high-compression-ratio engine 1 with a turbocharger illustrated here is comprised so that a combustion form may be switched according to the level of load. However, the technique disclosed herein is not limited to being applied to an engine that performs such CI combustion.

(高負荷領域におけるエンジン制御)
次に、高負荷領域におけるエンジン制御について、図を参照しながら説明する。前述したように、このターボ過給機付き火花点火式エンジン1は、高負荷領域においてはSI燃焼を行うが、幾何学的圧縮比が18と非常に高い上に、ターボ過給機26による過給が行われるため、過早着火やノッキングといった異常燃焼を招き易い条件となる。高負荷領域においても、エンジン回転数が比較的低い低速域では、クランク角変化に対する実時間がかなり長いため、例えば圧縮上死点以降に気筒内に燃料を噴射しても、混合気形成が可能となり得る。そこで、詳細な説明は省略するが、このエンジンシステムでは、図4に示すエンジン1の運転領域において、低速・高負荷領域では少なくとも、燃料噴射時期及び点火時期の調整を通じて異常燃焼を回避する。また、エンジン回転数が比較的高い高速域では、クランク角変化に対する実時間が逆に短いため、例えば圧縮行程中に、気筒C内に燃料を噴射しても、未燃混合気の反応時間は短くなるから、異常燃焼は発生し難い。これに対し、エンジン回転数が中程度である中速域においては、低速域のように圧縮上死点以降において燃料を噴射したのでは混合気の形成が間に合わないため、少なくとも圧縮行程中には燃料を噴射しなければならない。一方で、高速域と比較して、クランク角変化に対する実時間が長くなることで、未燃混合気の反応時間が相対的に長くなる。従って、図4に示すエンジン1の運転領域において、特に中速域から高速域の一部を含む速度域でかつ、全開負荷を含む高負荷領域においては(ここでは、この領域を「中速・高負荷領域」と呼ぶ)、異常燃焼が最も発生し易くなり得る。異常燃焼の回避には点火時期を遅らせることが有効であるが、このターボ過給機付きの高圧縮比エンジン1において異常燃焼を回避しようとすれば、点火時期を大幅に遅角させなければならず。高いトルクが要求される中速・高負荷領域において、トルクを大きく低下させてしまうという不都合がある。
(Engine control in high load areas)
Next, engine control in a high load region will be described with reference to the drawings. As described above, the turbocharged spark ignition engine 1 performs SI combustion in a high load region, but has a very high geometric compression ratio of 18 and is supercharged by the turbocharger 26. Since the supply is performed, the condition is likely to cause abnormal combustion such as pre-ignition and knocking. Even in the high load range, in the low speed range where the engine speed is relatively low, the actual time for changing the crank angle is considerably long. For example, even if fuel is injected into the cylinder after the compression top dead center, the mixture can be formed. Can be. Therefore, although detailed description is omitted, in this engine system, abnormal combustion is avoided by adjusting the fuel injection timing and the ignition timing at least in the low speed / high load region in the operating region of the engine 1 shown in FIG. Further, in the high speed range where the engine speed is relatively high, the actual time for the change in the crank angle is conversely short. For example, even if fuel is injected into the cylinder C during the compression stroke, the reaction time of the unburned mixture is Abnormal combustion is unlikely to occur because it becomes shorter. On the other hand, in the medium speed range where the engine speed is medium, the fuel / air mixture cannot be formed in time if the fuel is injected after the compression top dead center as in the low speed range, so at least during the compression stroke. The fuel must be injected. On the other hand, the reaction time of the unburned mixture becomes relatively long by increasing the actual time with respect to the crank angle change as compared with the high speed range. Therefore, in the operating range of the engine 1 shown in FIG. 4, particularly in the speed range including a part from the middle speed range to the high speed range and the high load range including the fully open load (here, this range is referred to as “medium speed / Abnormal combustion may be most likely to occur. Although it is effective to delay the ignition timing in order to avoid abnormal combustion, in order to avoid abnormal combustion in the high compression ratio engine 1 with the turbocharger, the ignition timing must be greatly retarded. Z There is an inconvenience that the torque is greatly reduced in a medium speed / high load region where high torque is required.

そこで、このエンジンシステムでは、中速・高負荷領域において掃気を行うことにより、異常燃焼を回避しつつ、トルクの向上を図るようにしている。具体的には、ターボ過給機26の特性を、従来において一般的な特性とは異ならせた上で、吸気弁9及び排気弁10のバルブタイミングの調整を行うことによって、中速・高負荷領域における掃気を可能にしている。以下、ターボ過給機26の構成、及び、吸気弁9及び排気弁10の制御について、順に説明をする。   Therefore, in this engine system, scavenging is performed in a medium speed / high load region so as to avoid abnormal combustion and improve torque. Specifically, by adjusting the valve timing of the intake valve 9 and the exhaust valve 10 after making the characteristics of the turbocharger 26 different from the general characteristics in the past, the medium speed / high load Allows scavenging in the area. Hereinafter, the configuration of the turbocharger 26 and the control of the intake valve 9 and the exhaust valve 10 will be described in order.

(ターボ過給機の構成)
このエンジン1のターボ過給機26は、比較的大型のタービン26Bとコンプレッサ26Aとを組み合わせたものが用いられる。それは、次のような理由による。
(Configuration of turbocharger)
As the turbocharger 26 of the engine 1, a combination of a relatively large turbine 26B and a compressor 26A is used. The reason is as follows.

従来、特に低速域からの加速時にトルクの応答性を高める観点から、コンプレッサに対してタービンのサイズを小型化し、排気ガスの流量が少ない低速域でも高い圧力比が得られるようにすることが多かった。タービンは、ある程度の量の排気ガスがないと高速で回転できないが、小型のタービンであれば、排気ガスの流量が少なくても高速で回転できるので、低速域でのコンプレッサの圧力比を高める(つまり低速域での過給能力を高める)ことができる。   Conventionally, from the viewpoint of improving torque response particularly when accelerating from a low speed range, the size of the turbine is often reduced relative to the compressor so that a high pressure ratio can be obtained even in a low speed range where the flow rate of exhaust gas is small. It was. The turbine cannot rotate at high speed without a certain amount of exhaust gas, but if it is a small turbine, it can rotate at high speed even if the flow rate of exhaust gas is small, so the pressure ratio of the compressor in the low speed range is increased ( In other words, the supercharging ability in the low speed range can be increased).

図5は、コンプレッサの特性を示す性能曲線のグラフであり、その縦軸はコンプレッサの圧力比、横軸はコンプレッサの吐出流量である。このグラフにおいて、各ラインSL、RL、CLは、それぞれ、サージライン、回転限界ライン、チョークラインを表しており、これらのラインで囲まれた領域がコンプレッサの運転可能領域である。また、この運転可能領域内に図示された等高線のような曲線群は、コンプレッサの効率が等しい運転ポイントを結んだ等効率線であり、領域の中央側に位置する曲線ほど効率が高くなることを表している。   FIG. 5 is a performance curve graph showing the characteristics of the compressor, in which the vertical axis represents the pressure ratio of the compressor and the horizontal axis represents the discharge flow rate of the compressor. In this graph, lines SL, RL, and CL represent a surge line, a rotation limit line, and a choke line, respectively, and a region surrounded by these lines is a compressor operable region. In addition, a curve group such as a contour line illustrated in this operable region is an isoefficiency line connecting operating points where the efficiency of the compressor is equal, and the curve located at the center side of the region has a higher efficiency. Represents.

従来から多用されてきたように、タービンとして比較的小型のものを用いた場合には、エンジンの低速域においてタービンの回転速度が上昇し、これに伴いコンプレッサの圧力比も比較的鋭く上昇する。このように、少ない流量でも高い圧力比が得られるので、コンプレッサの作動ラインは、図5の曲線L2のような傾きの大きい曲線となる。これにより、エンジンの低速域でも比較的高い過給圧が得られるので、低速域のエンジンのトルクが上昇し、低速域からの加速レスポンスが向上する。なお、曲線L2では、その途中から圧力比が頭打ちになっている(横向きの直線に移行している)が、これは、エンジンやターボ過給機を保護する観点から設けられた上限値に過給圧が達したために、ウエストゲート弁341を開く等の過給圧制御が実行されたことを示している。   As has been widely used in the past, when a relatively small turbine is used, the rotational speed of the turbine increases in the low speed region of the engine, and the pressure ratio of the compressor also increases relatively sharply. Thus, since a high pressure ratio can be obtained even with a small flow rate, the operating line of the compressor becomes a curve with a large inclination such as the curve L2 in FIG. As a result, a relatively high boost pressure can be obtained even in the low speed region of the engine, so that the torque of the engine in the low speed region increases and the acceleration response from the low speed region is improved. In the curve L2, the pressure ratio reaches a peak from the middle (shifts to a horizontal straight line), but this exceeds the upper limit value provided from the viewpoint of protecting the engine and the turbocharger. This shows that the supercharging pressure control such as opening the waste gate valve 341 is executed because the supply pressure has reached.

このように、タービンを小型化することは、エンジンの低速域でのトルクを補強する上では有利であるが、その反面、エンジンの高速域では、タービンを通過するときの排気ガスの流通抵抗が高くなり易く、ポンピングロスが増大するという欠点がある。また、コンプレッサのサージラインSLの近傍が多用されることとなるため、コンプレッサ単体でみると、決して効率の良い使い方とはいえない。   As described above, downsizing the turbine is advantageous for reinforcing the torque in the low speed region of the engine, but on the other hand, in the high speed region of the engine, the flow resistance of the exhaust gas when passing through the turbine is low. There is a drawback that it tends to be high and the pumping loss increases. Further, since the vicinity of the surge line SL of the compressor is frequently used, it cannot be said that it is an efficient usage when viewed from the compressor alone.

また、前述の中速・高負荷域においては、ウエストゲート弁341を開く等によって、過給圧が制限される結果、過給圧が排気圧(正確には、平均排気圧)よりも低くなる。この状態では、オーバーラップ期間を設けて掃気を行おうとしても、十分な掃気ができないことになる。   Further, in the above-described medium speed / high load range, the boost pressure is limited by opening the waste gate valve 341 or the like. As a result, the boost pressure becomes lower than the exhaust pressure (more precisely, the average exhaust pressure). . In this state, sufficient scavenging cannot be performed even if scavenging is performed with an overlap period.

そこで、このターボ過給機26では、タービン26Bとして比較的大型のものを用いている。これによって、コンプレッサ26Aの作動ラインが、このコンプレッサ26Aの最高効率(等高線の尾根)を含む所定範囲内となるように、より具体的には、図5に二点鎖線で示す、最高効率に対して10%の範囲内になるように、設定されている(図5の曲線L1参照)。このことは、例えば低速域からの加速時には、コンプレッサ26Aの効率の高いところが多用され、コンプレッサ単独の使用条件としては好ましいことになる。また、エンジン回転速度がある程度上昇して以降は、タービン26Bの回転上昇に応じて大きな圧力比が得られ、充分なトルクを確保することができる。しかも、排気ガスの流量が多いときの流通抵抗(排気ガスがタービン26Bを通過するときの抵抗)はタービンが小型であるときよりも小さいので、エンジン高速域におけるポンピングロスを低減して燃費を向上させることができるという利点がある。尚、ターボ過給機26の特性は、いわゆるA/Rの調整によって変更が可能である。   Therefore, in the turbocharger 26, a relatively large turbine 26B is used. More specifically, the operating line of the compressor 26A is within a predetermined range including the maximum efficiency (contour line ridge) of the compressor 26A, more specifically, with respect to the maximum efficiency indicated by a two-dot chain line in FIG. Is set to be within a range of 10% (see curve L1 in FIG. 5). This means that, for example, at the time of acceleration from a low speed region, the high efficiency of the compressor 26A is frequently used, and it is preferable as a use condition of the compressor alone. Further, after the engine speed has increased to some extent, a large pressure ratio can be obtained according to the increase in the rotation of the turbine 26B, and sufficient torque can be secured. In addition, the flow resistance when the exhaust gas flow rate is high (the resistance when the exhaust gas passes through the turbine 26B) is smaller than when the turbine is small, thus reducing the pumping loss in the engine high speed region and improving the fuel efficiency. There is an advantage that can be made. The characteristics of the turbocharger 26 can be changed by adjusting so-called A / R.

ただし、低速域からの加速初期のような排気ガスの流量が少ない状況では、タービン26Bの回転速度がなかなか上昇せず、コンプレッサ26Aの圧力比は緩やかにしか上昇しない。このことは、エンジン低速域でのトルクが充分に増大せず、低速域からの加速レスポンスが悪くなることを意味する。このように、タービン26Bを大型化した構成は、高速域でのトルクの確保や燃費の面で有利である一方、低速域でのトルクが充分に出せないという問題がある。   However, in a situation where the flow rate of the exhaust gas from the low speed region is small, such as the early stage of acceleration, the rotational speed of the turbine 26B does not increase easily, and the pressure ratio of the compressor 26A increases only slowly. This means that the torque in the engine low speed region does not increase sufficiently, and the acceleration response from the low speed region becomes worse. As described above, the configuration in which the turbine 26B is enlarged is advantageous in terms of securing torque in the high speed range and fuel consumption, but there is a problem that the torque in the low speed range cannot be sufficiently generated.

そこで、このような問題に対処すべく、このエンジンシステムでは、低速域においては、可変絞り弁320を閉弁する制御を実行し、動圧掃気によって充填効率を高める。つまり、ECU100は、図3(b)に示すように、可変絞り弁320を全閉にする。これにより、ハウジング32内の各独立通路部32A〜32Cは、その開口面積が小さくされた絞り状態にされる。   Therefore, in order to deal with such a problem, in this engine system, control for closing the variable throttle valve 320 is executed in the low speed range, and the charging efficiency is increased by dynamic pressure scavenging. That is, the ECU 100 fully closes the variable throttle valve 320 as shown in FIG. Thereby, each independent channel | path part 32A-32C in the housing 32 is made into the aperture_diaphragm | restriction state by which the opening area was made small.

排気行程にある気筒から、排気ポート7及び排気マニホールド31を経て、ハウジング32の集合部32Dへと向かう排気ガスは、全閉にされた可変絞り弁320で流速が高められた上で、集合部32Dを経てタービン26Bへ供給される。特に、排気弁10が開弁された直後に発生する勢いの強い排気ガス(ブローダウンガス)が、より流速が高められた状態でタービン26Bに供給される。   Exhaust gas traveling from the cylinder in the exhaust stroke to the collective portion 32D of the housing 32 through the exhaust port 7 and the exhaust manifold 31 is increased in flow rate by the fully closed variable throttle valve 320, and then the collective portion It is supplied to the turbine 26B via 32D. In particular, exhaust gas (blow-down gas) generated immediately after the exhaust valve 10 is opened is supplied to the turbine 26B at a higher flow rate.

また、前記の絞り部において排気ガスの流速が高められることによって、エゼクタ効果(吸い出し効果)が発揮されて、ある独立通路を流れる排気ガスが、他の独立通路へ向かって流れるような(つまり、膨張するような)事態が防止されると共に、エゼクタ効果によって他の独立通路中の残留排気ガスも合わせてタービン26Bへ供給される。こうして、ターボ過給機26が効率よく作動し、過給圧の上昇に有利になる。   Further, by increasing the flow rate of the exhaust gas in the throttle portion, the ejector effect (suction effect) is exerted, and the exhaust gas flowing through one independent passage flows toward another independent passage (that is, In addition, the exhaust gas remaining in the other independent passage is also supplied to the turbine 26B by the ejector effect. Thus, the turbocharger 26 operates efficiently, which is advantageous for increasing the supercharging pressure.

さらに、エゼクタ効果によって、吸気行程にある気筒の掃気効果が高まって、この分、充填効率が向上する。つまり、このエンジン1においては、第1気筒C1、第3気筒C3、第4気筒C4、第2気筒C2の順に点火順序が設定されており、例えば第1気筒C1が、膨張行程から排気行程への移行期(下死点付近)にあって、排気弁10が開いて排気が燃焼室5から排気ポート7へ排出され始めたときに(つまりブローダウン時に)、第2気筒C2は排気行程から吸気行程への移行期(上死点付近)にある。この移行期において、動弁機構12の制御により、吸気弁9と排気弁10とが共に開弁しているオーバーラップ期間が設けられている。具体的に、図4に示す低速・高負荷域での吸気弁9のリフト量は、図6において一点鎖線で示すように、相対的に大に設定されると共に、吸気弁9及び排気弁10の双方が開弁するオーバーラップ期間(O/L)が長くなるように設定される。つまり、図7に示すように、吸気弁9の開弁時期は、排気上死点前の所定時期に設定される一方、排気弁10の閉弁時期は、排気上死点後の所定時期に設定される。   Furthermore, the scavenging effect of the cylinder in the intake stroke is enhanced by the ejector effect, and the charging efficiency is improved accordingly. That is, in the engine 1, the ignition order is set in the order of the first cylinder C1, the third cylinder C3, the fourth cylinder C4, and the second cylinder C2. For example, the first cylinder C1 moves from the expansion stroke to the exhaust stroke. When the exhaust valve 10 is opened and the exhaust gas starts to be discharged from the combustion chamber 5 to the exhaust port 7 (that is, at the time of blowdown), the second cylinder C2 starts from the exhaust stroke. It is in the transition period (near top dead center) to the intake stroke. In this transition period, an overlap period in which both the intake valve 9 and the exhaust valve 10 are opened is provided under the control of the valve mechanism 12. Specifically, the lift amount of the intake valve 9 in the low speed / high load region shown in FIG. 4 is set to a relatively large value as shown by the one-dot chain line in FIG. The overlap period (O / L) during which both of the valves are opened is set to be long. That is, as shown in FIG. 7, the opening timing of the intake valve 9 is set to a predetermined timing before exhaust top dead center, while the closing timing of the exhaust valve 10 is set to a predetermined timing after exhaust top dead center. Is set.

こうして、第1気筒C1のブローダウン時に、オーバーラップ期間が設けられている第2気筒C2内の既燃ガスが、エゼクタ効果により吸い出される結果、第2気筒C2の充填効率は向上するようになる。尚、排気行程と吸気行程との関係が成立する気筒関係は、次のようになる。すなわち、第1気筒C1(排気行程)と第2気筒C2(吸気行程)、第2気筒C2(排気行程)と第4気筒C4(吸気行程)、第3気筒C3(排気行程)と第1気筒C1(吸気行程)、第4気筒C4(排気行程)と第3気筒C3(吸気行程)である。   Thus, at the time of blowdown of the first cylinder C1, the burned gas in the second cylinder C2 provided with the overlap period is sucked out by the ejector effect, so that the charging efficiency of the second cylinder C2 is improved. Become. The cylinder relationship in which the relationship between the exhaust stroke and the intake stroke is established is as follows. That is, the first cylinder C1 (exhaust stroke) and the second cylinder C2 (intake stroke), the second cylinder C2 (exhaust stroke) and the fourth cylinder C4 (intake stroke), the third cylinder C3 (exhaust stroke) and the first cylinder. C1 (intake stroke), fourth cylinder C4 (exhaust stroke), and third cylinder C3 (intake stroke).

さらに、図7に示すように、吸気弁9の閉弁時期を、吸気下死点後に設定することで、吸入空気量が増加する。これは排気エネルギを上昇させることになるため、このこともまた、ターボ過給機26の作動効率に寄与し、過給圧を上昇させる上で有利になる。   Further, as shown in FIG. 7, the intake air amount is increased by setting the closing timing of the intake valve 9 after the intake bottom dead center. Since this increases the exhaust energy, this also contributes to the operating efficiency of the turbocharger 26 and is advantageous in increasing the supercharging pressure.

こうして、低速域において、可変絞り弁320を全閉にすることによって、掃気を十分に行うことが可能になって、トルクの向上に有利になる。尚、エンジン1の中速域及び高速域においては、ECU100は、可変絞り弁320を全開にする(図3(a)参照)。これによって、多量の排気ガスを効率よく排出させることが可能になる。   Thus, by fully closing the variable throttle valve 320 in the low speed range, it is possible to perform scavenging sufficiently, which is advantageous in improving the torque. Note that, in the medium speed range and the high speed range of the engine 1, the ECU 100 fully opens the variable throttle valve 320 (see FIG. 3A). As a result, a large amount of exhaust gas can be efficiently discharged.

尚、低速域におけるターボ過給機26の低い過給性能を補う構成としては、前述した可変絞り部320を備える構成の他にも、様々な構成を採用することが可能である。例えばタービンとコンプレッサとを連結する連結軸を電動モータによって回転駆動可能に構成した電動ターボ過給機を採用してもよい。低速域においては、電動モータを駆動することにより、ターボ過給機を強制的に駆動して、所望の過給性能を確保することが可能になる。また、前記のターボ過給機26に加えて、エンジン1によって駆動されるスーパーチャージャーをさらに備えるようにしてもよい。このスーパーチャージャーは、主に、低速域における過給性能を確保するために駆動してもよい。さらに、タービン容量が比較的大きい前記のターボ過給機26に加えて、タービン容量が相対的に小さい小型ターボ過給機を、前記のターボ過給機26に対して直列に設けてもよい。小型ターボ過給機は、低速域における過給性能の確保に有利になる。   In addition, as a configuration for compensating for the low supercharging performance of the turbocharger 26 in the low speed range, various configurations other than the configuration including the variable throttle unit 320 described above can be adopted. For example, you may employ | adopt the electric turbocharger comprised so that the connection shaft which connects a turbine and a compressor could be rotationally driven with an electric motor. In the low speed range, by driving the electric motor, it is possible to forcibly drive the turbocharger to ensure a desired supercharging performance. In addition to the turbocharger 26, a supercharger driven by the engine 1 may be further provided. This supercharger may be driven mainly to ensure supercharging performance in a low speed range. Further, in addition to the turbocharger 26 having a relatively large turbine capacity, a small turbocharger having a relatively small turbine capacity may be provided in series with the turbocharger 26. A small turbocharger is advantageous in ensuring supercharging performance in a low speed range.

(吸排気弁の制御)
次に、吸気弁9及び排気弁10の制御について、図を参照しながら説明する。図6は、前述した吸気弁9及び排気弁10のリフトカーブを例示している。図7は、前述したように低速・高負荷域の吸気弁9(実線)及び排気弁10(破線)の開弁時期及び閉弁時期をそれぞれ示すダイアグラムであり、図8は、中速・高負荷領域での吸気弁9(実線)及び排気弁10(破線)の開弁時期及び閉弁時期をそれぞれ示すダイアグラムである。
(Control of intake and exhaust valves)
Next, control of the intake valve 9 and the exhaust valve 10 will be described with reference to the drawings. FIG. 6 illustrates the lift curves of the intake valve 9 and the exhaust valve 10 described above. FIG. 7 is a diagram showing the valve opening timing and the valve closing timing of the intake valve 9 (solid line) and the exhaust valve 10 (broken line) in the low speed / high load region, as described above, and FIG. It is a diagram which shows the valve opening timing and valve closing timing of the intake valve 9 (solid line) and the exhaust valve 10 (broken line) in a load area | region, respectively.

先ず、低速・高負荷域では、前述の通り、吸気弁9のリフト量は、VVLの制御を通じて相対的に大となるように設定される(図6の一点鎖線参照)と共に、VVTの制御を通じて開弁時期が排気上死点前の所定時期でかつ閉弁時期が吸気下死点後の所定時期に設定される。これによって、排気弁10との開弁期間が重なるオーバーラップ期間を比較的長く設定する。これは、前述したように、低速域における掃気を行うためである。また、吸気弁9のリフト量が大に設定されると共に、その閉弁時期が吸気下死点付近に設定されることで吸入空気量は増大する。これは、前述したように、低速・高負荷域における掃気を有効に行いかつ、充填効率を高めるためである。   First, in the low speed / high load range, as described above, the lift amount of the intake valve 9 is set to be relatively large through the control of the VVL (see the one-dot chain line in FIG. 6) and through the control of the VVT. The valve opening timing is set to a predetermined timing before exhaust top dead center, and the valve closing timing is set to a predetermined timing after intake bottom dead center. Thereby, the overlap period in which the valve opening period with the exhaust valve 10 overlaps is set to be relatively long. This is because scavenging is performed in the low speed region as described above. Further, the lift amount of the intake valve 9 is set to a large value, and the valve closing timing is set near the intake bottom dead center, so that the intake air amount increases. As described above, this is to effectively perform scavenging in the low speed / high load region and to increase the charging efficiency.

これに対し、中速・高負荷域では、図6に実線で示すように、吸気弁9のリフト量は、VVLの制御を通じて相対的に小となるように設定される。これに伴い、吸気弁9の開弁期間は相対的に短くなる。また、吸気弁9の開弁時期は、VVTの制御を通じて、低速域と同様に、排気上死点前の所定時期に設定されるものの、前述の通り、開弁期間が短いため、閉弁時期が吸気下死点前の所定時期に設定される(図8も参照)。これによって、吸気弁9と排気弁10との開弁期間が重なるオーバーラップ期間を比較的長く設定する一方で、吸入空気量は少なくなる。ここで、中速・高負荷域における吸気弁9の開弁時期は、具体的には、排気上死点前35〜40°CAに設定してもよい。また、排気弁10の閉弁時期は、具体的には、排気上死点後35〜40°CAに設定してもよい。また、オーバーラップ期間(O/L)は、70〜80°CAとしてもよい。   On the other hand, in the middle speed / high load range, as shown by the solid line in FIG. 6, the lift amount of the intake valve 9 is set to be relatively small through the control of the VVL. Accordingly, the valve opening period of the intake valve 9 becomes relatively short. Further, although the valve opening timing of the intake valve 9 is set to a predetermined timing before exhaust top dead center through VVT control as in the low speed range, the valve opening timing is short as described above. Is set at a predetermined time before the intake bottom dead center (see also FIG. 8). As a result, the overlap period in which the valve opening periods of the intake valve 9 and the exhaust valve 10 overlap is set to be relatively long, while the intake air amount is reduced. Here, the valve opening timing of the intake valve 9 in the medium speed / high load range may be set to 35-40 ° CA before exhaust top dead center. The valve closing timing of the exhaust valve 10 may specifically be set to 35 to 40 ° CA after the exhaust top dead center. The overlap period (O / L) may be 70 to 80 ° CA.

一方、中速・高負荷域における吸気弁9の閉弁時期は、具体的に、吸気下死点前25〜30°CAに設定してもよい。これによって充填効率を所定以下にすると共に、幾何学的圧縮比が18に設定されたエンジン1において、有効圧縮比を10以上に設定する。   On the other hand, the closing timing of the intake valve 9 in the medium speed / high load range may be specifically set to 25-30 ° CA before the intake bottom dead center. As a result, the charging efficiency is set to a predetermined value or less, and the effective compression ratio is set to 10 or more in the engine 1 in which the geometric compression ratio is set to 18.

尚、中速・高負荷域における排気弁10の開弁時期は、図8に示すように、下死点前に設定されており、これにより、排気弁10の開弁期間は、吸気弁9の開弁期間よりも長くなっている(図7に示すように、低速・高負荷域では、排気弁10の開弁期間は、吸気弁9の開弁期間とほぼ同じである)。   As shown in FIG. 8, the opening timing of the exhaust valve 10 in the medium speed / high load range is set before the bottom dead center, so that the opening period of the exhaust valve 10 is set to the intake valve 9. (As shown in FIG. 7, in the low speed / high load range, the opening period of the exhaust valve 10 is substantially the same as the opening period of the intake valve 9).

このように、オーバーラップ期間を設けることは、低速域と同様に、中速・高負荷域において掃気を行うためである。また、吸気弁9を、いわゆる早閉じにして充填効率を所定以下にすることは、排気量を低減し、それによって排気圧を低下させるためである。尚、吸気弁9を、吸気下死点以降に閉弁する、いわゆる遅閉じにすることでも、充填効率を所定以下にすることが可能ではあるものの、エンジン1の回転数が比較的高い中速域では、吸気の慣性効果が強く、充填効率を所定以下にしようとすれば、吸気弁9の閉弁時期を、吸気下死点後の大幅に遅い時期に設定しなければならないという不都合がある。そのため、吸気弁9は早閉じにすることが好ましい。   Thus, the overlap period is provided in order to perform scavenging in the medium speed / high load area as in the low speed area. The reason why the intake valve 9 is closed so as to make the charging efficiency equal to or lower than a predetermined value is to reduce the exhaust amount and thereby reduce the exhaust pressure. Although the intake valve 9 is closed after intake bottom dead center, that is, so-called delayed closing, the charging efficiency can be reduced to a predetermined value or less, but the engine 1 has a relatively high rotational speed. In the region, the inertia effect of the intake air is strong, and if the charging efficiency is to be less than or equal to a predetermined value, the closing timing of the intake valve 9 must be set to a significantly late time after the intake bottom dead center. . Therefore, it is preferable to close the intake valve 9 early.

ここで、図9は、ターボ過給機26の特性を示している。図9に一点鎖線(コンプレッサ)及び二点鎖線(タービン)で示すように、従来において一般的な、比較的小容量のタービンを備えたターボ過給機においては、中速域から高速域においては、前述の通り、ウエストゲート弁が開いて過給圧を制限することに伴い、過給圧よりも排気圧の方が高くなってしまう(言い換えると、過給圧の方が排気圧よりも高い領域は、ウエストゲート弁が閉じている低速域に限定される)。   Here, FIG. 9 shows the characteristics of the turbocharger 26. As shown by a one-dot chain line (compressor) and two-dot chain line (turbine) in FIG. 9, in a turbocharger equipped with a turbine having a relatively small capacity, which is generally used in the past, in a medium speed range to a high speed range. As mentioned above, the exhaust pressure becomes higher than the supercharging pressure as the wastegate valve opens and restricts the supercharging pressure (in other words, the supercharging pressure is higher than the exhaust pressure). The area is limited to the low speed range where the wastegate valve is closed).

これに対し、このエンジンシステムでは、タービン容量が大きいことで、中速域における排気圧は低くなる上に、吸気弁9の早閉じによって、中速域において、排気圧を低下させており(図6の下向きの矢印参照)、これによってウエストゲート弁341は、中速域において、全閉又は所定開度以下、つまり、閉じ気味に設定されている(図9の「W/G閉」の矢印を参照。尚、ここでの「閉」は、ウエストゲート弁341を全閉にすることのみを意味するのではなく、ウエストゲート弁341を若干開けることも含んでいる)。その上、ターボ過給機26におけるコンプレッサ26Aの作動ラインは、最高効率付近に設定されていることにより(図5参照)、中速・高負荷域において排気圧を低下させても、過給圧を高めることが可能になる。その結果、図6において実線(コンプレッサ)及び太実線(タービン)で示すように、エンジン1の中速域・高負荷域において、過給圧を排気圧よりも高く設定することが可能になる。   In contrast, this engine system has a large turbine capacity, so that the exhaust pressure in the medium speed range is lowered and the exhaust pressure is lowered in the medium speed range by the early closing of the intake valve 9 (see FIG. 6), the wastegate valve 341 is thereby set to a fully closed state or a predetermined opening or less, that is, closed in the medium speed range (“W / G closed” arrow in FIG. 9). Note that “closed” here does not only mean that the wastegate valve 341 is fully closed, but also includes that the wastegate valve 341 is slightly opened). In addition, since the operating line of the compressor 26A in the turbocharger 26 is set near the maximum efficiency (see FIG. 5), even if the exhaust pressure is reduced in the medium speed / high load range, the boost pressure is increased. Can be increased. As a result, as shown by a solid line (compressor) and a thick solid line (turbine) in FIG. 6, the supercharging pressure can be set higher than the exhaust pressure in the medium speed region and the high load region of the engine 1.

こうして、「過給圧>排気圧」の状態となることで、吸気弁9と排気弁10とのオーバーラップ期間に、排気側に既燃ガスを押し出すことが可能になり、中速・高負荷域において、掃気を確実に行うことが実現する。掃気によって気筒C内の温度が低下すると共に、相対的に低温の新気が気筒C内に導入されるから、圧縮開始時の気筒C内の温度を低くすることが可能になる。そうして、圧縮端温度及び圧縮端圧力が低くなるため、インジェクタ11によって圧縮行程中に、気筒C内に燃料噴射を行っても、異常燃焼の発生が抑制乃至回避される。従って、点火プラグ8による点火時期を大幅に遅角させる必要がなくなって、中速・高負荷領域におけるトルクの向上が可能になる。   In this way, the state of “supercharging pressure> exhaust pressure” makes it possible to push out the burned gas to the exhaust side during the overlap period of the intake valve 9 and the exhaust valve 10, and the medium speed / high load It is possible to perform scavenging reliably in the region. The temperature in the cylinder C is lowered by scavenging, and a relatively low temperature fresh air is introduced into the cylinder C. Therefore, the temperature in the cylinder C at the start of compression can be lowered. Thus, since the compression end temperature and the compression end pressure are lowered, even when fuel is injected into the cylinder C during the compression stroke by the injector 11, the occurrence of abnormal combustion is suppressed or avoided. Accordingly, it is not necessary to significantly retard the ignition timing by the spark plug 8, and the torque in the medium speed / high load region can be improved.

このエンジンシステムではさらに、中速・高負荷域において、排気の圧力脈動の谷のタイミングが、オーバーラップ期間に一致するように、排気弁10の開弁時期を設定しており、これによって、掃気をより確実に行うようにしている。   Further, in this engine system, the opening timing of the exhaust valve 10 is set so that the timing of the valley of the pressure pulsation of the exhaust coincides with the overlap period in the medium speed / high load range, thereby To make sure.

つまり、前述したように、中速・高負荷域では、吸気弁9の早閉じによって充填効率を所定以下に設定しており、これによって排気圧(正確には、平均排気圧)を低くしている。その結果、ウエストゲート弁341は全閉又は所定開度以下に設定される(図9参照)。ウエストゲート弁341が閉じ気味であるため、図10に示すように、排気の圧力脈動の振幅ΔHpは、相対的に大きくなる。尚、図10の破線は、従来において一般的な特性のターボ過給機付きエンジンにおいて、中速・高負荷域においてウエストゲート弁341を全開にした状態での、排気の圧力脈動の例を示している。従来構成においては、排気圧を低減させる制御は行わないため、平均排気圧が比較的高くなる上に、ウエストゲート弁341が全開であるため、排気の圧力脈動の振幅が小さくなっている。   That is, as described above, in the medium speed / high load range, the charging efficiency is set to a predetermined value or less by closing the intake valve 9 early, thereby reducing the exhaust pressure (more precisely, the average exhaust pressure). Yes. As a result, the wastegate valve 341 is fully closed or set to a predetermined opening or less (see FIG. 9). Since the wastegate valve 341 is closed, as shown in FIG. 10, the amplitude ΔHp of the exhaust pressure pulsation becomes relatively large. The broken line in FIG. 10 shows an example of exhaust pressure pulsation in a conventional turbocharged engine with a general turbocharger in a state where the wastegate valve 341 is fully opened in a medium speed / high load range. ing. In the conventional configuration, since control for reducing the exhaust pressure is not performed, the average exhaust pressure becomes relatively high and the wastegate valve 341 is fully open, so that the amplitude of the exhaust pressure pulsation is small.

また、前述の通り、平均排気圧を低くしている一方で、ターボ過給機26の特性により、過給圧は高くなるため、排気の圧力脈動の振幅ΔHpが大きくなることと相まって、圧力脈動の谷の圧力が、過給圧よりも大きく低下する。このエンジンシステムでは、図10に示すように、排気弁10の開弁時期を適切に設定することにより、排気脈動の谷のタイミングが、オーバーラップ期間(O/L)と一致するようにしている。これにより、吸気弁9及び排気弁10が共に開弁しているときに過給圧が排気圧(正確には、排気の圧力脈動の谷の圧力)よりも高くなるから、掃気が確実に行われるようになる。   Further, as described above, while the average exhaust pressure is lowered, the supercharging pressure is increased due to the characteristics of the turbocharger 26, so that the pressure pulsation is coupled with the increase in the amplitude ΔHp of the exhaust pressure pulsation. The pressure in the trough is much lower than the supercharging pressure. In this engine system, as shown in FIG. 10, the opening timing of the exhaust valve 10 is appropriately set so that the timing of the valley of the exhaust pulsation coincides with the overlap period (O / L). . As a result, when the intake valve 9 and the exhaust valve 10 are both open, the supercharging pressure becomes higher than the exhaust pressure (more precisely, the pressure of the valley of the exhaust pressure pulsation). Will come to be.

こうして、このエンジンシステムでは、ターボ過給機26の特性によって、中速・高負荷域において、「過給圧>平均排気圧」を実現し、さらに、排気脈動の谷のタイミングをオーバーラップ期間に一致させることを組み合わせることにより、掃気を確実にかつ、十分に行うことが可能になる。その結果、このエンジンシステムでは、中速・高負荷域における異常燃焼を、より一層確実に回避して、トルクのより一層の向上が図られる。尚、排気脈動の谷のタイミングをオーバーラップ期間に一致させることは、中速・高負荷域において掃気を行う上での必須の構成ではない。このエンジンシステムでは、ターボ過給機26の特性と、充填効率を低くすることとによって、中速・高負荷域において、少なくとも「過給圧>平均排気圧」を実現しているから、掃気が可能である。   Thus, in this engine system, “supercharging pressure> average exhaust pressure” is realized in the medium speed / high load range due to the characteristics of the turbocharger 26, and the timing of the valley of the exhaust pulsation is set to the overlap period. By combining the matching, scavenging can be performed reliably and sufficiently. As a result, in this engine system, abnormal combustion in the medium speed / high load range can be avoided more reliably, and torque can be further improved. It should be noted that making the timing of the exhaust pulsation valley coincide with the overlap period is not an essential configuration for scavenging in the medium speed / high load range. In this engine system, at least “supercharging pressure> average exhaust pressure” is achieved in the medium speed / high load range by reducing the characteristics of the turbocharger 26 and the charging efficiency. Is possible.

また、前述した中速・高負荷域よりもエンジン回転数が高い高速・高負荷域では、図6に二点鎖線で示すように、吸気弁9のリフト量は、VVLの制御を通じて相対的に大に切り替えられ、さらに、VVTの制御を通じて、開弁及び閉弁時期を、中速・高負荷域での開弁及び閉弁時期よりも遅角させる。これは、前述したように、高速・高負荷域は異常燃焼が生じ難い一方で、トルクの向上に鑑みれば、充填効率を高めることが望ましいためである。そこで、高速・高負荷域では、吸気弁9のリフト量を相対的に大きくすると共に、その閉弁時期を吸気下死点以降の所定時期に設定する。このことで、中速・高負荷域とは異なり、過給効果も含みつつ十分に高い充填効率が実現し、トルクの向上が図られる。   Further, in the high speed / high load range where the engine speed is higher than the medium speed / high load range described above, the lift amount of the intake valve 9 is relatively controlled through the control of the VVL, as shown by the two-dot chain line in FIG. Further, the valve opening and closing timing is retarded from the valve opening and closing timing in the medium speed / high load range through the control of VVT. This is because, as described above, abnormal combustion is unlikely to occur in the high speed / high load region, but it is desirable to increase the charging efficiency in view of the improvement in torque. Therefore, in the high speed / high load range, the lift amount of the intake valve 9 is relatively increased, and the valve closing timing is set to a predetermined timing after the intake bottom dead center. Thus, unlike the medium speed / high load range, sufficiently high charging efficiency is realized while including the supercharging effect, and the torque is improved.

前記のエンジンシステムは、走行用の電動モータを備えたハイブリッド車両に搭載することも可能である。前述の通り、ターボ過給機26は、低速域における過給性能が低いものの、ハイブリッド車両においては、低速域において電動モータを駆動することが可能であるため、低い過給性能を補うことが可能になる。   The engine system can be mounted on a hybrid vehicle equipped with an electric motor for traveling. As described above, the turbocharger 26 has a low supercharging performance in the low speed range, but in a hybrid vehicle, the electric motor can be driven in the low speed range, so that the low supercharging performance can be compensated. become.

1 エンジン(エンジン本体)
9 吸気弁
10 排気弁
12 動弁機構
26 ターボ過給機
26A コンプレッサ
26B タービン
C 気筒
1 Engine (Engine body)
9 Intake valve 10 Exhaust valve 12 Valve mechanism 26 Turbocharger 26A Compressor 26B Turbine C Cylinder

Claims (6)

少なくとも1の気筒を有するよう構成されたエンジン本体と、
前記気筒内に吸気を導入するために開閉するよう構成された吸気弁と、
前記気筒内から排気を排出するために開閉するよう構成された排気弁と、
前記吸気弁及び前記排気弁それぞれの開閉時期を設定するように構成された動弁機構と、
前記エンジン本体の吸気側に配置されかつ、所定過給圧の吸気を前記気筒に供給するためのコンプレッサ及び、前記エンジン本体の排気側に配置されかつ、前記気筒から排出された排気のエネルギによって前記コンプレッサを駆動するタービンを有するよう構成されたターボ過給機と、を備え、
前記ターボ過給機は、前記エンジン本体の運転領域において、前記コンプレッサの作動ラインが当該コンプレッサの最高効率を含む所定範囲内となるように、前記タービンの容量を設定しており、
前記動弁機構は、前記エンジン本体の運転状態が中速域でかつ高負荷領域にあるときには、充填効率が所定以下となるように前記吸気弁の閉弁時期を設定すると共に、前記吸気弁の開弁期間と前記排気弁の開弁期間とが所定期間だけ重なるように、前記吸気弁及び前記排気弁の開閉時期を設定するターボ過給機付き火花点火式エンジン。
An engine body configured to have at least one cylinder;
An intake valve configured to open and close to introduce intake air into the cylinder;
An exhaust valve configured to open and close to exhaust the exhaust from within the cylinder;
A valve mechanism configured to set the opening and closing timing of each of the intake valve and the exhaust valve;
The compressor is disposed on the intake side of the engine body and supplies intake air of a predetermined supercharging pressure to the cylinder, and is disposed on the exhaust side of the engine body, and the energy of the exhaust discharged from the cylinder A turbocharger configured to have a turbine for driving a compressor,
The turbocharger sets the capacity of the turbine so that the operating line of the compressor is within a predetermined range including the highest efficiency of the compressor in the operation region of the engine body,
When the operating state of the engine body is in a medium speed range and a high load range, the valve mechanism sets the valve closing timing of the intake valve so that the charging efficiency is not more than a predetermined value, and the intake valve A spark ignition engine with a turbocharger that sets opening and closing timings of the intake valve and the exhaust valve such that the valve opening period and the valve opening period of the exhaust valve overlap each other for a predetermined period.
請求項1に記載のターボ過給機付き火花点火式エンジンにおいて、
前記動弁機構は、前記充填効率が所定以下となるように、前記吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも所定量だけ進角した時期に設定するターボ過給機付き火花点火式エンジン。
The spark-ignition engine with a turbocharger according to claim 1,
The valve operating mechanism is a spark ignition engine with a turbocharger that sets a closing timing of the intake valve to a timing advanced by a predetermined amount from an intake bottom dead center so that the charging efficiency is less than or equal to a predetermined value. .
請求項1又は2に記載のターボ過給機付き火花点火式エンジンにおいて、
前記動弁機構は、前記排気弁の開弁期間が前記吸気弁の開弁期間よりも長くなるように、前記吸気弁及び前記排気弁の開閉時期を設定するターボ過給機付き火花点火式エンジン。
The spark ignition engine with a turbocharger according to claim 1 or 2,
The valve operating mechanism is a spark ignition engine with a turbocharger that sets opening and closing timings of the intake valve and the exhaust valve so that a valve opening period of the exhaust valve is longer than a valve opening period of the intake valve. .
請求項1〜3のいずれか1項に記載のターボ過給機付き火花点火式エンジンにおいて、
前記動弁機構は、前記エンジン本体の運転状態が、前記中速域よりも高速域でかつ前記高負荷領域にあるときには、前記吸気弁の閉弁時期を、前記中速域でかつ前記高負荷域にあるときよりも遅角した時期に設定するターボ過給機付き火花点火式エンジン。
The spark ignition engine with a turbocharger according to any one of claims 1 to 3,
When the operating state of the engine body is in a higher speed range than the medium speed range and in the high load range, the valve operating mechanism sets the closing timing of the intake valve in the medium speed range and the high load range. A spark ignition engine with a turbocharger set at a later time than when it is in the range.
請求項1〜4のいずれか1項に記載のターボ過給機付き火花点火式エンジンにおいて、
前記気筒の幾何学的圧縮比は、13以上に設定され、
前記動弁機構は、前記エンジン本体の運転状態が前記中速域でかつ前記高負荷領域にあるときには、前記気筒の有効圧縮比を、10以上に設定するターボ過給機付き火花点火式エンジン。
The spark ignition type engine with a turbocharger according to any one of claims 1 to 4,
The geometric compression ratio of the cylinder is set to 13 or more,
The valve operating mechanism is a spark ignition engine with a turbocharger that sets the effective compression ratio of the cylinder to 10 or more when the operating state of the engine body is in the medium speed range and the high load range.
請求項1〜5のいずれか1項に記載のターボ過給機付き火花点火式エンジンにおいて、
前記エンジン本体は、走行用の電動モータを備えたハイブリッド車両に搭載されているターボ過給機付き火花点火式エンジン。
The spark ignition type engine with a turbocharger according to any one of claims 1 to 5,
The engine body is a spark ignition engine with a turbocharger mounted on a hybrid vehicle having an electric motor for traveling.
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