JP2016089720A - Exhaust device of engine with turbocharger - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To improve, in an engine with a turbocharger, supercharging efficiency of the turbocharger by effectively using blow-down energy.SOLUTION: In two specific cylinders (front side cylinder 31a, rear side cylinder 31b) with exhaust strokes partially overlapping, an exhaust passage 13 has collective passages 132 that are connected to at least one of plural exhaust ports 10 and while collecting between the specific cylinders, are connected to the turbine 51 of a turbocharger 5, and independent passages 131 that are connected to the other exhaust ports of the respective cylinders and are connected to the turbine without collecting between the specific cylinders. The exhaust port (secondary port 10b) connected to the collective passage is opened later than opening timing of the exhaust ports (primary ports 10a) connected to the independent passages.SELECTED DRAWING: Figure 2

Description

ここに開示する技術は、ターボ過給機付きエンジンの排気装置に関する。   The technology disclosed herein relates to an exhaust device for an engine with a turbocharger.

特許文献１には、ターボ過給機付きロータリピストンエンジンの排気装置として、トロコイド内周面を有するロータハウジングに排気ポートを設け、２つの気筒の排気ポートを排気通路によって集合させた上でターボ過給機のタービン上流に接続する一方で、２つのロータの間に配設されるインターミディエイトハウジングに、２つのロータ収容室の排気行程にある作動室を互いに連通するよう厚み方向に貫通する連通路を設けると共に、その連通路にタービンをバイパスするバイパス路を接続する構成が記載されている。   In Patent Document 1, as an exhaust device for a rotary piston engine with a turbocharger, an exhaust port is provided in a rotor housing having a trochoid inner peripheral surface, and the exhaust ports of two cylinders are assembled together by an exhaust passage, A communication passage which penetrates in the thickness direction so as to communicate with the intermediate chamber disposed between the two rotors in the exhaust stroke of the two rotor accommodating chambers while being connected to the turbine upstream of the feeder. And a configuration in which a bypass path for bypassing the turbine is connected to the communication path is described.

また、特許文献２には、特許文献１記載されているロータリピストンエンジンのように、ロータハウジングに排気ポートの開口部を設けた、いわゆるペリフェラル排気方式とは異なり、サイドハウジング及びインターミディエイトハウジングのそれぞれに、排気ポートの開口部を設けた、いわゆるサイド排気方式のロータリピストンエンジンが記載されている。サイド排気方式のロータリピストンエンジンは、吸排気タイミングのオーバーラップを解消し、次工程に持ち込まれる既燃ガスが低減する。   Further, in Patent Document 2, unlike the so-called peripheral exhaust system in which an exhaust port opening is provided in the rotor housing as in the rotary piston engine described in Patent Document 1, each of the side housing and the intermediate housing is provided. Describes a so-called side exhaust type rotary piston engine having an exhaust port opening. The side exhaust type rotary piston engine eliminates the overlap of intake and exhaust timing, and reduces the burned gas brought into the next process.

特公平６−４７９４２号公報Japanese Patent Publication No. 6-47942 特許第３５９８５４６号公報Japanese Patent No. 3598546

ところで、ターボ過給機付きエンジンにおいては、ターボ過給機の過給効率を高めたいという要求がある。この要求を満たすには、排気ポートを開いた直後に、排気ガスが高い圧力で排気通路に噴出するブローダウンのエネルギを、ターボ過給機のタービンに、できるだけロスなく供給することが有効である。   By the way, in a turbocharged engine, there is a demand to increase the turbocharging efficiency of the turbocharger. In order to satisfy this requirement, it is effective to supply blowdown energy in which the exhaust gas is injected into the exhaust passage at a high pressure immediately after opening the exhaust port to the turbine of the turbocharger with as little loss as possible. .

しかしながら、複数の気筒を有するエンジンにおいて、排気行程の一部が重なり合う気筒の排気ポートにつながる排気通路同士を集合させた上で、タービンに接続する構成では、排気通路に噴出されたブローダウンガスの一部が、そこに連通する別の気筒内に流れて膨張してしまい、タービンに供給されるブローダウンエネルギが、その分、低下するという不都合がある。   However, in an engine having a plurality of cylinders, in a configuration in which exhaust passages connected to the exhaust ports of cylinders that overlap a part of the exhaust stroke are assembled and connected to the turbine, the blowdown gas injected into the exhaust passage A part of the gas flows into another cylinder communicating therewith and expands, and blowdown energy supplied to the turbine is reduced accordingly.

特許文献２に記載されているようなサイド排気方式のロータリピストンエンジンは、排気ポートの開いた時に開口面積が急拡大する特性を有しているため、レシプロエンジンと比較して、高いブローダウンエネルギを確保することが可能であり、ターボ過給機の過給効率の向上に有利である。しかしながら、２ロータタイプのロータリピストンエンジンにおいては、インターミディエイトハウジングの両側面それぞれに開口部を有する排気ポート同士を集合させて、タービンに接続すると、一方の気筒から噴出したブローダウンガスの一部が、排気行程の中期にある他方の気筒内に流れて膨張してしまうため、高いブローダウンエネルギを有効に利用することができないという不都合がある。   Since the side exhaust type rotary piston engine as described in Patent Document 2 has a characteristic that the opening area rapidly expands when the exhaust port is opened, the blowdown energy is higher than that of the reciprocating engine. This is advantageous for improving the turbocharging efficiency of the turbocharger. However, in a two-rotor type rotary piston engine, when exhaust ports having openings on both side surfaces of an intermediate housing are assembled and connected to a turbine, a part of blowdown gas ejected from one cylinder is generated. Since the gas flows into the other cylinder in the middle stage of the exhaust stroke and expands, there is a disadvantage that high blowdown energy cannot be used effectively.

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、ターボ過給機付きエンジンにおいて、ブローダウンエネルギを有効に利用して、ターボ過給機の過給効率の向上を図ることにある。   The technology disclosed herein has been made in view of such points, and an object of the technology is to supercharge a turbocharger by effectively using blowdown energy in an engine with a turbocharger. The goal is to improve efficiency.

ここに開示する技術は、ターボ過給機付きエンジンの排気装置に係り、この排気装置は、 複数の気筒を有するエンジンに設けられかつ、各気筒内の排気ガスを排出するよう、気筒毎に複数設けられた排気ポートと、前記排気ポートのそれぞれにつながるよう構成された排気通路と、前記排気通路に配設されかつ、前記排気ガスのエネルギによって駆動をするよう構成されたターボ過給機のタービンと、を備える。   The technology disclosed herein relates to an exhaust device for an engine with a turbocharger. The exhaust device is provided in an engine having a plurality of cylinders, and a plurality of exhaust devices are provided for each cylinder so as to discharge exhaust gas in each cylinder. An exhaust port provided, an exhaust passage configured to connect to each of the exhaust ports, and a turbocharger turbine disposed in the exhaust passage and configured to be driven by energy of the exhaust gas And comprising.

そして、前記排気通路は、排気行程の一部が重なり合う２つの特定気筒において、複数の前記排気ポートの少なくとも一つに接続されると共に、前記２つの特定気筒間で集合した上で前記タービンに接続される集合通路と、前記２つの特定気筒における他の排気ポートに接続されると共に、前記２つの特定気筒間で集合せずに前記タービンに接続される独立通路と、を有し、前記集合通路につながる前記排気ポートは、前記独立通路につながる前記排気ポートの開タイミングよりも遅れて開くよう構成されている。   The exhaust passage is connected to at least one of the plurality of exhaust ports and connected to the turbine after being gathered between the two specific cylinders in two specific cylinders in which parts of the exhaust stroke overlap. And an independent passage connected to the turbine without being collected between the two specific cylinders, and connected to the other exhaust ports in the two specific cylinders. The exhaust port connected to is configured to open later than the opening timing of the exhaust port connected to the independent passage.

この構成によると、エンジンの排気ポートとターボ過給機のタービンとを互いに接続する排気通路は、集合通路と、独立通路との２種類の通路を有している。この内、集合通路は、排気行程の一部が重なり合う２つの特定気筒において集合した上で、タービンに接続される。ここで、２つの特定気筒は、一方の気筒の排気ポートを開くときに、他方の気筒は排気行程にあることを意味する。従って、一方の気筒の排気ポートを開いたときに、ブローダウンガスの一部は、集合通路を介して、他の気筒内に流れていく可能性がある。集合通路を通じてタービンへ供給される排気エネルギは、その分、低下する可能性がある。   According to this configuration, the exhaust passage that connects the exhaust port of the engine and the turbine of the turbocharger has two types of passages: a collecting passage and an independent passage. Among these, the collecting passage is connected to the turbine after collecting in two specific cylinders in which a part of the exhaust stroke overlaps. Here, the two specific cylinders mean that when the exhaust port of one cylinder is opened, the other cylinder is in the exhaust stroke. Therefore, when the exhaust port of one cylinder is opened, part of the blowdown gas may flow into the other cylinder via the collecting passage. The exhaust energy supplied to the turbine through the collecting passage may be reduced accordingly.

これに対し、独立通路は、２つの特定気筒間で集合せずに、タービンに接続される。これにより、独立通路では、原則的に、タービンに供給するまでに、排気エネルギのロスが生じない。ここで、各通路をそれぞれタービンのスクロールに接続する上で、そのスクロールの直上流で、独立通路同士が実質的に合流する構成は、「２つの特定気筒間で集合せずに前記タービンに接続される」ことに含まれる。この構成であれば、排気エネルギを、ロス無くタービンに供給することが可能なためである。独立通路は、比較的高い排気エネルギをタービンに供給することが可能になる。   On the other hand, the independent passage is connected to the turbine without being gathered between the two specific cylinders. Thus, in the independent passage, in principle, no loss of exhaust energy occurs until the turbine is supplied to the turbine. Here, when each passage is connected to the scroll of the turbine, the configuration in which the independent passages substantially merge immediately upstream of the scroll is “the connection to the turbine without being assembled between two specific cylinders”. To be included. This is because the exhaust energy can be supplied to the turbine without loss with this configuration. The independent passages can supply relatively high exhaust energy to the turbine.

前記の構成では、集合通路につながる排気ポートは、独立通路につながる排気ポートよりも遅れて開くように構成されている。言い換えると、独立通路につながる排気ポートは、先に開く。この開口時には、集合通路につながる排気ポートは閉じているため、ブローダウンエネルギが、より一層高まる。従って、相対的に高いブローダウンエネルギを、独立通路を介してロス無く、タービンに供給することが可能になる。こうして、ターボ過給機の過給効率の向上が図られる。   In the above configuration, the exhaust port connected to the collecting passage is configured to open later than the exhaust port connected to the independent passage. In other words, the exhaust port connected to the independent passage opens first. At the time of opening, since the exhaust port connected to the collecting passage is closed, the blowdown energy is further increased. Therefore, relatively high blowdown energy can be supplied to the turbine through the independent passage without loss. Thus, the turbocharging efficiency of the turbocharger can be improved.

一方、集合通路につながる排気ポートが、遅れて開いた時に発生するブローダウンガスの圧力は、独立通路につながる排気ポートが開いた時よりも低くなるものの、圧力が低い分、集合通路を介してつながる他方の特定気筒の方に流れるブローダウンガスが減る。その結果、集合通路を通じても、比較的高いブローダウンエネルギをタービンに供給することが可能になる。   On the other hand, the pressure of the blowdown gas generated when the exhaust port connected to the collecting passage opens late is lower than that when the exhaust port connected to the independent passage opens, but the pressure is lower, so The blowdown gas flowing toward the other connected specific cylinder is reduced. As a result, relatively high blowdown energy can be supplied to the turbine through the collecting passage.

こうして、前記の構成では、ブローダウンエネルギを有効に利用することによって、特に、ターボ過給機の過給効率が低下し易い低回転域において、過給効率の向上が図られる。   Thus, in the above configuration, by using the blowdown energy effectively, the supercharging efficiency can be improved particularly in a low rotation range where the supercharging efficiency of the turbocharger tends to decrease.

前記エンジンは、２つのロータと２つのロータ収容室とを備えた２ロータタイプのロータリピストンエンジンであり、前記２つのロータ収容室は、トロコイド内周面を有する２つのロータハウジングが、インターミディエイトハウジングを挟むと共に、２つのロータハウジングの外側それぞれをさらに、２つのサイドハウジングが挟むことによって区画されており、前記ロータの回転に伴い開閉される前記排気ポートの開口部は、前記２つのサイドハウジングの側面それぞれと、前記インターミディエイトハウジングの両側面とに設けられていて、前記インターミディエイトハウジングに開口部を有する前記排気ポートが前記集合通路に接続されかつ、前記サイドハウジングに開口部を有する前記排気ポートが前記独立通路に接続され、前記インターミディエイトハウジングに開口部を有する前記排気ポートは、前記サイドハウジングに開口部を有する前記排気ポートよりも遅れて開くように、その開口部が、前記サイドハウジングの開口部とは異なる形状に構成されている、としてもよい。   The engine is a two-rotor type rotary piston engine having two rotors and two rotor accommodating chambers, and the two rotor accommodating chambers include two rotor housings having an inner peripheral surface of a trochoid, which are intermediate housings. And the outer sides of the two rotor housings are further partitioned by two side housings, and the opening of the exhaust port that opens and closes as the rotor rotates rotates. The exhaust port provided on each of the side surfaces and on both side surfaces of the intermediate housing, the exhaust port having an opening in the intermediate housing connected to the collecting passage, and having an opening in the side housing Is connected to the independent passage, The exhaust port having an opening in the intermediate housing has a shape different from the opening of the side housing so that the exhaust port opens later than the exhaust port having the opening in the side housing. It is good as it is.

サイド排気方式のロータリピストンエンジンは、ロータの回転に伴い開く排気ポートの開口面積が、急激に拡大するという特性を有しているため、レシプロエンジンと比較して、ブローダウンエネルギが高くなる。   Since the side exhaust type rotary piston engine has a characteristic that the opening area of the exhaust port that opens as the rotor rotates suddenly increases, the blowdown energy is higher than that of the reciprocating engine.

一方で、２ロータタイプのロータリピストンエンジンにおいては、２つのロータの位相は１８０°に設定され、一方の気筒において排気ポートを開くときに、他方の気筒は排気行程の中期にある。前記の構成において、インターミディエイトハウジングの両側それぞれに開口部が設けられた２つの排気ポートは、集合通路を通じて互いに連通していると共に、そのインターミディエイトハウジングに開口部を有する排気ポートは、サイドハウジングに開口部を有する排気ポートよりも遅れて開くように、その開口部が、サイドハウジングの開口部とは異なる形状を有している。   On the other hand, in a two-rotor type rotary piston engine, the phases of the two rotors are set to 180 °, and when the exhaust port is opened in one cylinder, the other cylinder is in the middle of the exhaust stroke. In the above-described configuration, the two exhaust ports having openings on both sides of the intermediate housing communicate with each other through the collecting passage, and the exhaust ports having openings in the intermediate housing are connected to the side housing. The opening has a shape different from the opening of the side housing so as to open later than the exhaust port having the opening.

この構成により、先に開くサイドハウジングの排気ポートから、ブローダウンエネルギを、ロス無くタービンに供給することが可能になる。ロータリピストンエンジン特有の高いブローダウンエネルギを有効に利用することで、ターボ過給機の過給効率が高まる。また、遅れて開くインターミディエイトハウジングの排気ポートからも、比較的高いブローダウンエネルギをタービンに供給することが可能になる。従って、ロータリピストンエンジンにおいて、高いブローダウンエネルギを有効に利用して、ターボ過給機の過給効率の向上が図られる。   With this configuration, blowdown energy can be supplied to the turbine without loss from the exhaust port of the side housing that opens first. By effectively utilizing the high blowdown energy specific to the rotary piston engine, the turbocharging efficiency of the turbocharger is increased. It is also possible to supply relatively high blowdown energy to the turbine from the exhaust port of the intermediate housing that opens late. Therefore, in the rotary piston engine, the high blowdown energy can be effectively used to improve the turbocharging efficiency of the turbocharger.

前記集合通路につながる前記排気ポートの閉タイミングと、前記独立通路につながる前記排気ポートの閉タイミングとは、互いに同じに設定されている、としてもよい。   The closing timing of the exhaust port connected to the collecting passage and the closing timing of the exhaust port connected to the independent passage may be set to be the same.

排気ポートの開タイミングを異ならせる一方で、閉タイミングをずらしてしまうと、相対的に遅く閉口する排気ポートを通じて、次の行程に送られる燃焼ガスが増えることになる。これに対し、排気ポートの閉タイミングを同じにすることにより、次の行程に送られる燃焼ガスが増えてしまうことが回避される。これは、特にアイドル運転時の安定性を確保可能にする。   If the opening timing of the exhaust port is made different while the closing timing is shifted, the combustion gas sent to the next stroke increases through the exhaust port that closes relatively late. On the other hand, by making the closing timing of the exhaust port the same, it is possible to avoid an increase in the combustion gas sent to the next stroke. This makes it possible to ensure stability particularly during idle operation.

以上説明したように、前記のターボ過給機付きエンジンの排気装置によると、排気行程の一部が重なり合う２つの特定気筒において、少なくとも一つの排気ポートを集合通路に接続し、他の排気ポートを独立通路に接続すると共に、集合通路につながる排気ポートを、独立通路につながる排気ポートの開タイミングよりも遅れて開くよう構成することで、独立通路を通じて、より高いブローダウンエネルギを、ロス無くタービンに供給することが可能になり、ターボ過給機の過給効率の向上が図られる。   As described above, according to the exhaust system for an engine with a turbocharger, at least one exhaust port is connected to the collecting passage and the other exhaust ports are connected in the two specific cylinders in which the exhaust strokes partially overlap. By connecting to the independent passage and opening the exhaust port connected to the collecting passage later than the opening timing of the exhaust port connected to the independent passage, higher blowdown energy can be passed to the turbine without loss through the independent passage. It becomes possible to supply, and the turbocharging efficiency of the turbocharger is improved.

ロータリピストンエンジンの構成を示す断面説明図である。It is a section explanatory view showing the composition of a rotary piston engine. ターボ過給機付きロータリピストンエンジンの排気装置の構成を示す概念図である。It is a conceptual diagram which shows the structure of the exhaust apparatus of the rotary piston engine with a turbocharger. （ａ）ロータリピストンエンジンのターボ過給機の特性、（ｂ）レシプロエンジンのターボ過給機の特性の例示である。(A) The characteristic of the turbocharger of a rotary piston engine, (b) The illustration of the characteristic of the turbocharger of a reciprocating engine. サイドハウジングに設けられた排気ポートの開口部の形状と、インターミディエイトハウジングに設けられた排気ポートの開口部の形状とを比較する図である。It is a figure which compares the shape of the opening part of the exhaust port provided in the side housing, and the shape of the opening part of the exhaust port provided in the intermediate housing. サイドハウジングに設けられた排気ポートの開口部の形状とインターミディエイトハウジングに設けられた排気ポートの開口部の形状とが同じ従来構成における、各排気ポートの開口面積の変化と、各排気ポートの圧力変動とを例示する図である。Changes in the opening area of each exhaust port and the pressure of each exhaust port in the conventional configuration in which the shape of the opening of the exhaust port provided in the side housing is the same as the shape of the opening of the exhaust port provided in the intermediate housing It is a figure which illustrates a change. サイドハウジングに設けられた排気ポートの開口部の形状とインターミディエイトハウジングに設けられた排気ポートの開口部の形状とが異なる本構成における、各排気ポートの開口面積の変化と、各排気ポートの圧力変動とを例示する図である。Changes in the opening area of each exhaust port and the pressure of each exhaust port in this configuration in which the shape of the opening of the exhaust port provided in the side housing and the shape of the opening of the exhaust port provided in the intermediate housing are different It is a figure which illustrates a change. （ａ）ここに開示する技術を、水平対向４気筒レシプロエンジンに適用する場合の構成例、（ｂ）ここに開示する技術を、直列４気筒レシプロエンジンに適用する場合の構成例、（ｃ）ここに開示する技術を、直列２気筒レシプロエンジンに適用する場合の構成例を示す概念図である。(A) Configuration example when the technology disclosed herein is applied to a horizontally opposed four-cylinder reciprocating engine, (b) Configuration example when the technology disclosed herein is applied to an in-line four-cylinder reciprocating engine, (c) It is a conceptual diagram which shows the structural example in the case of applying the technique disclosed here to an inline 2 cylinder reciprocating engine.

以下、図面を参照しながらターボ過給機付きエンジンの排気装置を説明する。尚、以下の説明は、例示である。図１は、ロータリピストンエンジン１（以下、単にロータリエンジン１ともいう）の構造を示している。ロータリエンジン１は、図２に示すように、２つのロータ２を備えた２ロータタイプであり、前側（便宜上、図２における紙面左側）及び後側（便宜上、図２における紙面右側）の２つのロータハウジング３、３が、インターミディエイトハウジング（つまり、サイドハウジング）４をその間に挟んだ状態で、これらの両側からさらに２つのサイドハウジング４１、４１で挟み込むようにして一体化されることによって構成されている。尚、ロータ２の個数（気筒数）はこれに限定されるものではない。   Hereinafter, an exhaust system for an engine with a turbocharger will be described with reference to the drawings. The following description is an example. FIG. 1 shows the structure of a rotary piston engine 1 (hereinafter also simply referred to as a rotary engine 1). As shown in FIG. 2, the rotary engine 1 is a two-rotor type including two rotors 2, and includes a front side (for convenience, the left side in FIG. 2) and a rear side (for convenience, the right side in FIG. 2). The rotor housings 3 and 3 are integrated by being sandwiched by two side housings 41 and 41 from both sides of the intermediate housing (that is, the side housing) 4 sandwiched therebetween. ing. The number of rotors 2 (the number of cylinders) is not limited to this.

ロータハウジング３の、平行トロコイド曲線で描かれるトロコイド内周面３ａと、これらロータハウジング３を両側から挟むサイドハウジング４１の内側面と、インターミディエイトハウジング４の両側の内側面４ａとによって、回転軸Ｘの一方側から回転軸Ｘに沿う方向にロータリピストンエンジン１を見たときに、繭のような略楕円形状をしたロータ収容室３１が、前側及び後側の２つ横並びに区画されており、これらロータ収容室３１にロータ２が１つずつ収容されている。各ロータ収容室３１は、インターミディエイトハウジング４に対して対称に配置されており、ロータ２の位置及び位相が異なっている点を除けば構成は同じであるため、以下、１つのロータ収容室３１について説明する。   A rotation axis X is defined by a trochoid inner peripheral surface 3 a drawn by a parallel trochoid curve of the rotor housing 3, an inner surface of a side housing 41 sandwiching the rotor housing 3 from both sides, and an inner surface 4 a on both sides of the intermediate housing 4. When the rotary piston engine 1 is viewed in a direction along the rotation axis X from one side of the rotor, the rotor housing chamber 31 having a substantially elliptical shape like a bag is divided into two sides, a front side and a rear side, One rotor 2 is housed in each of the rotor housing chambers 31. Since each rotor accommodating chamber 31 is arranged symmetrically with respect to the intermediate housing 4 and has the same configuration except that the position and phase of the rotor 2 are different, hereinafter, one rotor accommodating chamber 31 is provided. Will be described.

ロータ２は、回転軸Ｘの方向から見て各辺の中央部が膨出する略三角形状をしたブロック体からなり、その外周に、各頂部間に３つの略長方形をしたフランク面２ａ、２ａ、２ａを備えている。   The rotor 2 is composed of a substantially triangular block body in which the central portion of each side bulges when viewed from the direction of the rotation axis X, and has three substantially rectangular flank surfaces 2a, 2a on the outer periphery thereof. 2a.

ロータ２は、各頂部に図示しないアペックスシールを有し、これらアペックスシールがロータハウジング３のトロコイド内周面３ａに摺接しており、このロータハウジング３のトロコイド内周面３ａと、インターミディエイトハウジング４の内側面４ａと、サイドハウジング４１の内側面と、ロータ２のフランク面２ａとで、ロータ収容室３１の内部に、３つの作動室８、８、８がそれぞれ区画形成されている。従ってこのエンジン１は、車両前後方向の前側に第１〜第３の３つの作動室８と、後側に第４〜第６の３つの作動室８の、合計６個の作動室を有している。   The rotor 2 has apex seals (not shown) at the respective tops, and these apex seals are in sliding contact with the trochoid inner peripheral surface 3 a of the rotor housing 3, and the trochoid inner peripheral surface 3 a of the rotor housing 3 and the intermediate housing 4. Three working chambers 8, 8, 8 are defined in the rotor accommodating chamber 31 by the inner surface 4 a, the inner surface of the side housing 41, and the flank surface 2 a of the rotor 2. Accordingly, the engine 1 has a total of six working chambers, that is, the first to third working chambers 8 on the front side in the vehicle front-rear direction and the fourth to sixth working chambers 8 on the rear side. ing.

ロータ２の内側には位相ギアが設けられている（図示せず）。すなわち、ロータ２の内側の内歯車（ロータギア）とサイドハウジング４１側の外歯車（固定ギア）とが噛合するとともに、ロータ２は、インターミディエイトハウジング４及びサイドハウジング４１を貫通しかつ、出力軸Ｘを構成するエキセントリックシャフト６に対して、遊星回転運動をするように支持されている。尚、符号２１は、ロータ２の側面に設けられたオイルシールであり、余分な潤滑オイルが作動室８内に流入することを防止する。   A phase gear is provided inside the rotor 2 (not shown). That is, the inner gear (rotor gear) on the inner side of the rotor 2 and the outer gear (fixed gear) on the side housing 41 mesh with each other, and the rotor 2 passes through the intermediate housing 4 and the side housing 41, and the output shaft X Is supported so as to make a planetary rotational movement. Reference numeral 21 denotes an oil seal provided on the side surface of the rotor 2 and prevents excess lubricating oil from flowing into the working chamber 8.

ロータ２の回転運動は内歯車と外歯車との噛み合いによって規定され、ロータ２は、３つのシール部が各々ロータハウジング３のトロコイド内周面３ａに摺接しつつ、エキセントリックシャフト６の偏心輪（偏心軸）６ａの周りを自転しながら、回転軸Ｘの周りに自転と同方向に公転する（この自転及び公転を含め、広い意味で単にロータの回転という）。そして、ロータ２が１回転する間に３つの作動室８、８、８が周方向に移動し、それぞれで吸気、圧縮、膨張（燃焼）及び排気の各行程が行われて、これにより発生する回転力がロータ２を介してエキセントリックシャフト６から出力される。   The rotational motion of the rotor 2 is defined by the meshing of the internal gear and the external gear. The rotor 2 has an eccentric ring (eccentric ring) of the eccentric shaft 6 while the three seal portions are in sliding contact with the trochoid inner peripheral surface 3a of the rotor housing 3, respectively. While rotating around the axis 6a, it revolves around the rotation axis X in the same direction as the rotation (inclusive of this rotation and revolution, it simply refers to the rotation of the rotor). The three working chambers 8, 8, and 8 move in the circumferential direction while the rotor 2 makes one rotation, and intake, compression, expansion (combustion), and exhaust strokes are performed in each of them, and are generated thereby. A rotational force is output from the eccentric shaft 6 via the rotor 2.

より具体的に、ロータ２は矢印で示すように、時計回りに回転し、回転軸Ｘを通るロータ収容室３１の長軸Ｙを境に分けられるロータ収容室３１の右側が概ね吸気及び排気行程の領域となり、左側が概ね圧縮及び膨張行程の領域となっている。   More specifically, the rotor 2 rotates clockwise as indicated by an arrow, and the right side of the rotor housing chamber 31 that is divided by the long axis Y of the rotor housing chamber 31 passing through the rotation axis X is generally the intake and exhaust strokes. The left side is generally the compression and expansion stroke area.

これに対し、従来構成のロータリピストンエンジンは、長軸Ｙを境に分けられるロータ収容室３１の左側が概ね吸気及び排気行程の領域となり、右側が概ね圧縮及び膨張行程の領域となっている。つまり、本構成のロータリピストンエンジンは、従来構成のロータリピストンエンジンを、回転軸Ｘを中心として１８０°回転させたような状態で車両に搭載している。   On the other hand, in the rotary piston engine of the conventional configuration, the left side of the rotor housing chamber 31 that is divided by the long axis Y is a region for intake and exhaust strokes, and the right side is a region for compression and expansion strokes. That is, the rotary piston engine of this configuration is mounted on the vehicle in a state where the rotary piston engine of the conventional configuration is rotated 180 ° about the rotation axis X.

図１における右下の作動室８に着目すると、これは吸気と噴射された燃料とによって混合気を形成する吸気行程を示しており、この作動室８がロータ２の回転につれて圧縮行程に移行すると、その内部にて混合気が圧縮される。その後、図１の左側に示す作動室８のように圧縮行程の終盤から膨張行程にかけて所定のタイミングにて点火プラグ８２、８３により点火されて、燃焼・膨張行程が行われる。そして、最後に図１の右上の作動室８のような排気行程に至ると、燃焼ガスが排気ポート１０から排気された後、再び吸気行程に戻って各行程が繰り返されるようになっている。   Focusing on the lower right working chamber 8 in FIG. 1, this shows an intake stroke in which an air-fuel mixture is formed by intake air and injected fuel, and when this working chamber 8 shifts to a compression stroke as the rotor 2 rotates. The air-fuel mixture is compressed inside. Thereafter, as in the working chamber 8 shown on the left side of FIG. 1, the ignition plugs 82 and 83 are ignited at a predetermined timing from the end of the compression stroke to the expansion stroke, and the combustion / expansion stroke is performed. When the exhaust stroke such as the working chamber 8 in the upper right of FIG. 1 is finally reached, the combustion gas is exhausted from the exhaust port 10 and then returns to the intake stroke to repeat each stroke.

吸気行程の状態にある作動室８には、吸気ポート１１が連通している。吸気ポート１１の開口部は、より詳細には、吸気行程の状態にある作動室８に面するインターミディエイトハウジング４の内側面４ａに、ロータ収容室３１の外周側の、回転軸Ｘを通るロータ収容室３１の短軸Ｚ寄りで設けられていると共に、吸気ポート１１は、インターミディエイトハウジング４内を、ほぼ水平方向に延びて、エンジン１の側面に開口している。また、図示は省略するが、吸気行程の状態にある作動室８に面するサイドハウジング４１の内側面にも、吸気ポート１１の開口部に対向するように、別の吸気ポートの開口部が設けられており、この吸気ポートも、サイドハウジング４１内を、ほぼ水平方向に延びて、エンジン１の側面に開口している。エンジン１の側面には、吸気ポート１１に連通する吸気マニホールド１２が取り付けられる。   An intake port 11 communicates with the working chamber 8 in the intake stroke state. More specifically, the opening of the intake port 11 is formed on the inner surface 4a of the intermediate housing 4 facing the working chamber 8 in the intake stroke state, on the outer peripheral side of the rotor housing chamber 31, and through the rotation axis X. The intake port 11 extends substantially horizontally in the intermediate housing 4 and opens to the side surface of the engine 1 while being provided near the short axis Z of the storage chamber 31. Although not shown, another intake port opening is provided on the inner surface of the side housing 41 facing the working chamber 8 in the intake stroke state so as to face the opening of the intake port 11. The intake port also extends in the side housing 41 in a substantially horizontal direction and opens on the side surface of the engine 1. An intake manifold 12 communicating with the intake port 11 is attached to the side surface of the engine 1.

排気行程の状態にある作動室８には、排気ポート１０が連通している。排気ポート１０の開口部は、より詳細には、排気行程の状態にある作動室８に面するインターミディエイトハウジング４の内側面４ａに、ロータ収容室３１の外周側の短軸Ｚ寄りで設けられていると共に、排気ポート１０は、インターミディエイトハウジング４内を、斜め上方に向かって延びて、エンジン１の上面と側面との角部付近に開口している。また、図２に示すように、排気行程の状態にある作動室８に面するサイドハウジング４１の内側面にも、前記排気ポート１０の開口部に対向して、別の排気ポート１０の開口部が設けられている。サイドハウジング４１に形成された排気ポートも、サイドハウジング４１内を、斜め上方に向かって延びて、エンジン１の上面と側面との角部付近に開口している。このエンジン１では、いわゆるサイド排気方式が採用されており、この排気ポート１０の開口部の位置及び形状は、吸気のオープンタイミングと排気のオープンタイミングとがオーバーラップしないように設定されている。これによって、次行程に持ち込まれる残留排ガスを低減している。詳しくは後述するが、サイドハウジング４１の側面に設けた排気ポート１０の開口部の形状と、インターミディエイトハウジング４の側面に設けた排気ポート１０の開口部の形状とは、異なっており、両排気ポート１０の開くタイミングは異なる一方で、両排気ポート１０の閉じるタイミングは同じに設定されている。尚、以下においては、サイドハウジング４１に形成された排気ポート１０は、プライマリポート１０ａと呼び、インターミディエイトハウジング４に形成された排気ポートは、セカンダリポート１０ｂと呼び、それらの排気ポートを総称するときには、単に排気ポート１０と呼ぶ場合がある。エンジン１には、排気ポート１０に連通する排気通路１３が接続される。排気通路１３の構成についての詳細は、後述する。   An exhaust port 10 communicates with the working chamber 8 in the exhaust stroke state. More specifically, the opening of the exhaust port 10 is provided on the inner side surface 4a of the intermediate housing 4 facing the working chamber 8 in the exhaust stroke state, near the short axis Z on the outer peripheral side of the rotor housing chamber 31. In addition, the exhaust port 10 extends obliquely upward in the intermediate housing 4 and opens near the corner between the upper surface and the side surface of the engine 1. In addition, as shown in FIG. 2, an opening of another exhaust port 10 is also provided on the inner surface of the side housing 41 facing the working chamber 8 in the exhaust stroke state so as to face the opening of the exhaust port 10. Is provided. The exhaust port formed in the side housing 41 also extends obliquely upward in the side housing 41 and opens near the corner between the upper surface and the side surface of the engine 1. This engine 1 employs a so-called side exhaust system, and the position and shape of the opening of the exhaust port 10 are set so that the intake open timing and the exhaust open timing do not overlap. As a result, residual exhaust gas brought into the next process is reduced. As will be described in detail later, the shape of the opening of the exhaust port 10 provided on the side surface of the side housing 41 and the shape of the opening of the exhaust port 10 provided on the side surface of the intermediate housing 4 are different. While the opening timing of the port 10 is different, the closing timing of both the exhaust ports 10 is set to be the same. In the following, the exhaust port 10 formed in the side housing 41 will be referred to as a primary port 10a, and the exhaust port formed in the intermediate housing 4 will be referred to as a secondary port 10b. May be simply referred to as the exhaust port 10. An exhaust passage 13 that communicates with the exhaust port 10 is connected to the engine 1. Details of the configuration of the exhaust passage 13 will be described later.

尚、図１における符号１０３は、排気通路１３内に二次エアを供給するための二次エア通路である。   A reference numeral 103 in FIG. 1 is a secondary air passage for supplying secondary air into the exhaust passage 13.

作動室８内に燃料を供給するためのインジェクタ８１は、インターミディエイトハウジング４に取り付けられており、このインターミディエイトハウジング４に設けた吸気ポート１１内に燃料を噴射する。   An injector 81 for supplying fuel into the working chamber 8 is attached to the intermediate housing 4 and injects fuel into an intake port 11 provided in the intermediate housing 4.

ロータハウジング３の側部における、短軸Ｚを挟んだロータ回転方向のトレーリング側（遅れ側）位置と、リーディング側（進み側）位置とにはそれぞれ、Ｔ側点火プラグ８２とＬ側点火プラグ８３とが取り付けられている。これら２つの点火プラグ８２、８３は、圧縮・膨張状態にある作動室８に臨んでおり、作動室８内の混合気に、同時に点火、又は位相差を持って順に点火をする。   A T-side spark plug 82 and an L-side spark plug are respectively provided at a trailing side (lag side) position and a leading side (lead side) position in the rotor rotation direction across the short axis Z at the side of the rotor housing 3. 83 is attached. These two spark plugs 82 and 83 face the working chamber 8 in a compressed / expanded state, and ignite the air-fuel mixture in the working chamber 8 simultaneously or sequentially with a phase difference.

図２は、ターボ過給機付きロータリエンジン１の排気装置の構成を概念的に示している。図２は、排気装置に含まれる要素と要素との間の接続関係を概念的に示す図であり、各通路の接続位置、合流位置、及び分岐位置や、通路形状等を、必ずしも、具体的に表すものではない。   FIG. 2 conceptually shows the configuration of the exhaust device of the rotary engine 1 with a turbocharger. FIG. 2 is a diagram conceptually showing the connection relationship between elements included in the exhaust system, and the connection position, merging position, branching position, passage shape, etc. of each passage are not necessarily specific. It does not represent

排気装置は、ターボ過給機５のタービン５１と、その下流側の触媒装置１００と、排気ガスの一部を吸気側に還流させるＥＧＲシステム９と、を備えている。触媒装置１００は、例えば三元触媒を備えて構成される。   The exhaust device includes a turbine 51 of the turbocharger 5, a catalyst device 100 on the downstream side thereof, and an EGR system 9 that recirculates a part of the exhaust gas to the intake side. The catalyst device 100 includes a three-way catalyst, for example.

前述したように、２ロータタイプのロータリエンジン１において、各気筒（つまり、ロータ２を収容するロータ収容室３１であり、以下、説明の便宜上、図２における左側の気筒を前側気筒３１ａと呼び、図２における右側の気筒を後側気筒３１ｂと呼ぶ）には、サイドハウジング４１に開口部を有するプライマリポート１０ａと、インターミディエイトハウジング４に開口部を有するセカンダリポート１０ｂと、が設けられている。この排気装置では、各気筒３１ａ、３１ｂのプライマリポート１０ａと、セカンダリポート１０ｂとは、互いに別の排気通路１３に接続されている。具体的に、プライマリポート１０ａは、独立通路１３１に接続され、セカンダリポート１０ｂは、集合通路１３２に接続されている。   As described above, in the rotary engine 1 of the two-rotor type, each cylinder (that is, the rotor accommodating chamber 31 that accommodates the rotor 2 is referred to as a front cylinder 31a. The right cylinder in FIG. 2 is referred to as a rear cylinder 31b), and a primary port 10a having an opening in the side housing 41 and a secondary port 10b having an opening in the intermediate housing 4 are provided. In this exhaust system, the primary port 10a and the secondary port 10b of each cylinder 31a, 31b are connected to different exhaust passages 13 from each other. Specifically, the primary port 10 a is connected to the independent passage 131, and the secondary port 10 b is connected to the collective passage 132.

独立通路１３１は、前側気筒３１ａのプライマリポート１０ａと、後側気筒３１ｂのプライマリポート１０ａとを、集合させずにタービン５１に接続させるよう構成されている。従って、独立通路１３１は、前側気筒３１ａのプライマリポート１０ａに接続される通路と、後側気筒３１ｂのプライマリポート１０ａに接続される通路との２つからなる。２ロータタイプのロータリエンジン１において、前側気筒３１ａと後側気筒３１ｂとの位相差は１８０°に設定されており、後述するように、前側気筒３１ａの排気行程と、後側気筒３１ｂの排気行程とは一部が重なるが、独立通路１３１は、２つの通路が集合しないため、各プライマリポート１０ａから排出される排気ガスは、他の気筒の方に流れて膨張してしまうことは起こらない。各独立通路１３１では、排気エネルギを、タービン５１に対しロス無く供給することが可能である。具体的な独立通路１３１の構成は、前側気筒３１ａのプライマリポート１０ａに接続される独立通路１３１と、後側気筒３１ｂのプライマリポート１０ａに接続される独立通路１３１とが、タービン５１の直上流までは、互いに独立しており、そのタービン５１の直上流において、２つの独立通路１３１及び集合通路１３２が合流しタービン５１に接続される。尚、前側気筒３１ａのプライマリポート１０ａに接続される独立通路１３１と、後側気筒３１ｂのプライマリポート１０ａに接続される独立通路１３１とは、適宜の箇所で合流させることが可能である。   The independent passage 131 is configured to connect the primary port 10a of the front cylinder 31a and the primary port 10a of the rear cylinder 31b to the turbine 51 without being assembled. Therefore, the independent passage 131 is composed of two passages: a passage connected to the primary port 10a of the front cylinder 31a and a passage connected to the primary port 10a of the rear cylinder 31b. In the two-rotor type rotary engine 1, the phase difference between the front cylinder 31a and the rear cylinder 31b is set to 180 °, and as will be described later, the exhaust stroke of the front cylinder 31a and the exhaust stroke of the rear cylinder 31b. However, since the independent passage 131 does not gather two passages, the exhaust gas discharged from each primary port 10a does not flow to the other cylinders and expand. In each independent passage 131, exhaust energy can be supplied to the turbine 51 without loss. A specific configuration of the independent passage 131 is such that the independent passage 131 connected to the primary port 10a of the front cylinder 31a and the independent passage 131 connected to the primary port 10a of the rear cylinder 31b are directly upstream of the turbine 51. Are independent of each other, and the two independent passages 131 and the collecting passage 132 join together and are connected to the turbine 51 immediately upstream of the turbine 51. Note that the independent passage 131 connected to the primary port 10a of the front cylinder 31a and the independent passage 131 connected to the primary port 10a of the rear cylinder 31b can be joined at an appropriate location.

集合通路１３２は、前側気筒３１ａのセカンダリポート１０ｂと、後側気筒３１ｂのセカンダリポート１０ｂとを、集合させた上で、タービン５１に接続される通路である。前側気筒３１ａのセカンダリポート１０ｂと、後側気筒３１ｂのセカンダリポート１０ｂとは、インターミディエイトハウジング４の外側面において隣り合って開口している。集合通路１３２は、その２つ並んだセカンダリポート１０ｂの開口部の両方に接続されるよう構成されている。また、集合通路１３２は、インターミディエイトハウジング４の外側面から、集合通路の途中まで延びるように配設される仕切り壁１３２１を有している。仕切り壁１３２１は、前側気筒３１ａのセカンダリポート１０ｂに接続される通路と、後側気筒３１ｂのセカンダリポート１０ｂに接続される通路とが、互いに独立状態のままで平行に延びるように構成されている。この仕切り壁１３２１の下流側において、２つの通路は集合するようになる。集合通路１３２の下流側は、図２に示すように、２つの独立通路１３１と集合した上で、タービン５１に接続される。   The collective passage 132 is a passage connected to the turbine 51 after collecting the secondary port 10b of the front cylinder 31a and the secondary port 10b of the rear cylinder 31b. The secondary port 10b of the front cylinder 31a and the secondary port 10b of the rear cylinder 31b are opened adjacent to each other on the outer surface of the intermediate housing 4. The collecting passage 132 is configured to be connected to both of the openings of the secondary ports 10b arranged side by side. The collective passage 132 has a partition wall 1321 disposed so as to extend from the outer surface of the intermediate housing 4 to the middle of the collective passage. The partition wall 1321 is configured such that a passage connected to the secondary port 10b of the front cylinder 31a and a passage connected to the secondary port 10b of the rear cylinder 31b extend in parallel while being independent of each other. . On the downstream side of the partition wall 1321, the two passages gather. As shown in FIG. 2, the downstream side of the collecting passage 132 gathers with two independent passages 131 and is connected to the turbine 51.

仕切り壁１３２１が２つの通路を平行にする構成により、一方の気筒から排出された排気ガスの一部が、他方の気筒の方に流れてしまうことをできる限り抑制している。しかしながら、集合通路１３２は、排気行程の一部が重なり合う前側気筒３１ａと後側気筒３１ｂとの２つの気筒のセカンダリポート１０ｂ同士が互いにつながっているため、独立通路１３１とは異なり、一方の気筒から排出された排気ガスの一部が、他方の気筒の方に流れて膨張してしまうことが起こり得る。特にセカンダリポート１０ｂの開口時に生じるブローダウンによって、高圧の排気ガスの一部が、開いているセカンダリポート１０ｂを通じて他方の気筒内に流入して膨張するようになり、その結果、ターボ過給機５のタービン５１に供給されるブローダウンエネルギが低下し得る。   Due to the configuration in which the partition wall 1321 makes the two passages parallel, a part of the exhaust gas discharged from one cylinder is suppressed as much as possible from flowing to the other cylinder. However, the collecting passage 132 is different from the independent passage 131 because the secondary ports 10b of the two cylinders of the front cylinder 31a and the rear cylinder 31b, which overlap part of the exhaust stroke, are connected to each other. It is possible that a part of the discharged exhaust gas flows toward the other cylinder and expands. In particular, due to the blow-down that occurs when the secondary port 10b is opened, a part of the high-pressure exhaust gas flows into the other cylinder through the open secondary port 10b and expands. As a result, the turbocharger 5 The blowdown energy supplied to the turbine 51 may be reduced.

ターボ過給機５は、排気通路１３上に配設されたタービン５１と、図示を省略する吸気通路上に配設されたコンプレッサ５２とを有している。排気ガス流によってタービン５１が回転し、このタービン５１の回転によって、タービン５１に連結されたコンプレッサ５２が作動をすることで、所望の過給圧を得る。タービン５１の下流側は、第1通路１３３を介して、触媒装置１００に接続される。ターボ過給機５はまた、タービン５１をバイパスして触媒装置１００に接続される第２通路１３４を有しており、この第２通路１３４上には、ウェストゲートバルブ１３４１が介設している。ウェストゲートバルブ１３４１を開弁したときには、排気ガスはタービン５１をバイパスして流れるようになる。これにより、ターボ過給機５の過過給を防止する。   The turbocharger 5 has a turbine 51 disposed on the exhaust passage 13 and a compressor 52 disposed on an intake passage (not shown). The turbine 51 is rotated by the exhaust gas flow, and the compressor 52 connected to the turbine 51 is operated by the rotation of the turbine 51, thereby obtaining a desired supercharging pressure. The downstream side of the turbine 51 is connected to the catalyst device 100 via the first passage 133. The turbocharger 5 also has a second passage 134 that bypasses the turbine 51 and is connected to the catalyst device 100, and a wastegate valve 1341 is interposed on the second passage 134. . When the wastegate valve 1341 is opened, the exhaust gas bypasses the turbine 51 and flows. Thereby, the supercharging of the turbocharger 5 is prevented.

ここで、ロータリエンジンに取り付けられたターボ過給機の特性について説明をする。図３（ａ）は、ロータリエンジンに取り付けられたターボ過給機の特性を示し、図３（ｂ）は、同じターボ過給機を、レシプロエンジンに取り付けたときの特性を示している。先ず、図３（ｂ）の一点鎖線は、ウェストゲートバルブを開くインターセプトポイントを示しており、レシプロエンジンにおいて、インターセプトポイント以下の低回転域では、ウェストゲートバルブが閉じていると共に、同図に実線で示す過給圧の方が、同図に破線で示すタービン前背圧よりも高くなる。一方、インターセプトポイントを超える中回転域から高回転域では、ウェストゲートバルブが開いて過給圧を制限することに伴い、タービン前背圧の方が過給圧よりも高くなる。ウェストゲートバルブを開けることで、タービン前背圧は低下するものの、それ以上に過給圧の低下が大きい。   Here, the characteristics of the turbocharger attached to the rotary engine will be described. FIG. 3A shows the characteristics of the turbocharger attached to the rotary engine, and FIG. 3B shows the characteristics when the same turbocharger is attached to the reciprocating engine. First, the alternate long and short dash line in FIG. 3 (b) indicates the intercept point at which the waste gate valve is opened. In the reciprocating engine, the waste gate valve is closed in the low rotation range below the intercept point. Is higher than the turbine front back pressure indicated by a broken line in FIG. On the other hand, in the middle rotation range to the high rotation range exceeding the intercept point, the turbine front back pressure becomes higher than the boost pressure as the wastegate valve opens to limit the boost pressure. By opening the wastegate valve, the turbine front back pressure decreases, but the supercharging pressure decreases more than that.

ロータリエンジンに取り付けられたターボ過給機では、図３（ａ）に示すように、ウェストゲートバルブを閉じるインターセプトポイント以下の低回転域では、同図に実線で示す過給圧の方が、同図に破線で示すタービン前背圧よりも高くなる。これは、レシプロエンジンと同じである。一方、インターセプトポイントを超える中回転域から高回転域では、ウェストゲートバルブを開いて過給圧を制限するものの、過給圧の方がタービン前背圧よりも高い状態が維持される。これは以下に述べるように、排気ポートの開口特性が相違するためと考えられる。   In the turbocharger attached to the rotary engine, as shown in FIG. 3 (a), the supercharging pressure indicated by the solid line in the figure is lower in the low rotation range below the intercept point at which the wastegate valve is closed. It becomes higher than the turbine front back pressure indicated by the broken line in the figure. This is the same as a reciprocating engine. On the other hand, in the middle to high rotation range exceeding the intercept point, although the wastegate valve is opened to limit the supercharging pressure, the supercharging pressure is maintained higher than the turbine front back pressure. This is considered to be because the opening characteristics of the exhaust port are different as described below.

つまり、排気ポートをポペット弁の上下動によって開閉するレシプロエンジンにおいては、排気ポートを開く時に、ポペット弁のリフト量が徐々に大きくなる。これに対し、ロータリエンジンでは、図４からも明らかなように、サイドハウジング４１及びインターミディエイトハウジング４の側面の開口部が、ロータ２の回転に伴い開閉する構造であるため、排気ポート１０を開く時に、その開口面積が急激に拡大するようになる。このように、排気ポートを開く時の開口状態の変化特性が、ロータリエンジン１とレシプロエンジンとでは、大きく相違する。排気ポートを開いた時には、ブローダウンにより、排気ガスが高い圧力で排気通路に噴出するが、ロータリエンジン１は、排気ポートを開く時に開口面積が急拡大する特性に起因して、レシプロエンジンよりも高いブローダウンエネルギをタービンに供給することができる。このことが、図３に示すような、ターボ過給機の特性の相違を生むと考えられる。尚、図３（ａ）において、流量が増大する高回転域では、過給圧よりもタービン前背圧が高くなるが、これは、コンプレッサ効率の低下によるものである。   That is, in a reciprocating engine that opens and closes the exhaust port by the vertical movement of the poppet valve, the lift amount of the poppet valve gradually increases when the exhaust port is opened. On the other hand, in the rotary engine, as is apparent from FIG. 4, the side opening of the side housing 41 and the intermediate housing 4 opens and closes as the rotor 2 rotates, so the exhaust port 10 is opened. Sometimes the opening area suddenly expands. As described above, the opening state change characteristic when the exhaust port is opened is greatly different between the rotary engine 1 and the reciprocating engine. When the exhaust port is opened, exhaust gas is jetted into the exhaust passage at a high pressure by blowdown. However, the rotary engine 1 is more than the reciprocating engine due to the characteristic that the opening area rapidly expands when the exhaust port is opened. High blowdown energy can be supplied to the turbine. This is considered to cause a difference in characteristics of the turbocharger as shown in FIG. In FIG. 3 (a), the turbine front back pressure becomes higher than the supercharging pressure in a high rotation range where the flow rate increases, and this is due to a decrease in compressor efficiency.

図２の排気装置に戻り、ＥＧＲシステム９は、集合通路１３２に連通するＥＧＲ通路９１と、ＥＧＲ通路９１の途中に介設されたＥＧＲクーラー９２と、ＥＧＲクーラー９２の下流側に配設されたＥＧＲ弁９３とを備えている。ＥＧＲ通路９１は、前側気筒３１ａ及び後側気筒３１ｂのそれぞれに連通する集合通路１３２に接続されることで、前側気筒３１ａからの排気ガス、及び、後側気筒３１ｂからの排気ガスを均等に取り出すことが可能である。ＥＧＲクーラー９２は、エンジン冷却水によって排気ガスを冷却するように構成されている。吸気側には、冷却した低温の排気ガスが還流する。ＥＧＲ弁９３は、吸気側に還流させる排気ガス量の調整を行う流量調整弁である。   Returning to the exhaust system of FIG. 2, the EGR system 9 is disposed on the downstream side of the EGR cooler 92, the EGR passage 91 communicating with the collecting passage 132, the EGR cooler 92 interposed in the middle of the EGR passage 91. EGR valve 93 is provided. The EGR passage 91 is connected to a collecting passage 132 communicating with each of the front cylinder 31a and the rear cylinder 31b, so that exhaust gas from the front cylinder 31a and exhaust gas from the rear cylinder 31b are evenly extracted. It is possible. The EGR cooler 92 is configured to cool the exhaust gas with engine coolant. Cooled low temperature exhaust gas recirculates on the intake side. The EGR valve 93 is a flow rate adjustment valve that adjusts the amount of exhaust gas recirculated to the intake side.

このように、ＥＧＲ通路９１を集合通路１３２に接続し、独立通路１３１からは、ＥＧＲガスの取り出しを行わないことで、独立通路１３１を通じてターボ過給機５のタービン５１に供給される排気エネルギは、独立通路１３１においては、その途中でロスが生じないこととも関係して、高くなる。特にロータリエンジン１では、前述の通り、高いブローダウンエネルギを得ることができるため、集合通路１３２からＥＧＲガスの取り出しを行っても、独立通路１３１によって高いブローダウンエネルギをタービン５１に供給することで、ターボ過給機５の過給効率を高めることが可能になる。   Thus, by connecting the EGR passage 91 to the collecting passage 132 and not taking out the EGR gas from the independent passage 131, the exhaust energy supplied to the turbine 51 of the turbocharger 5 through the independent passage 131 is The independent passage 131 becomes higher in connection with the fact that no loss occurs in the middle of the independent passage 131. In particular, since the rotary engine 1 can obtain high blowdown energy as described above, even if the EGR gas is taken out from the collecting passage 132, the high blowdown energy is supplied to the turbine 51 through the independent passage 131. The turbocharging efficiency of the turbocharger 5 can be increased.

一方、集合通路１３２は、前側気筒３１ａと後側気筒３１ｂとのそれぞれに連通し、前述したように、各気筒３１ａ、３１ｂから排出された排気ガスを均等に取り出すことが可能になる。集合通路１３２もまた、タービン５１に接続されていて、残余の排気ガスをタービン５１に供給することになるが、各気筒３１ａ、３１ｂから排出された排気ガスを均等に取り出すことにより、タービン５１に送られる排気ガスの脈動を均質化することが可能になる。このこともまた、ターボ過給機５の過給効率の向上に有利になる。   On the other hand, the collecting passage 132 communicates with each of the front cylinder 31a and the rear cylinder 31b, and as described above, the exhaust gas discharged from each cylinder 31a, 31b can be taken out evenly. The collecting passage 132 is also connected to the turbine 51, and the remaining exhaust gas is supplied to the turbine 51. However, the exhaust gas discharged from the cylinders 31a and 31b is uniformly extracted, so that the turbine 51 It becomes possible to homogenize the pulsation of the exhaust gas sent. This is also advantageous in improving the supercharging efficiency of the turbocharger 5.

排気装置はさらに、ＥＧＲクーラー９２の下流側においてＥＧＲ通路９１から分岐すると共に、触媒装置１００の上流側で第２通路１３４に接続される第３通路１３５を備えている。第３通路１３５には、当該第３通路１３５を流れる排気ガスの流量を調整する流量調整弁１３６が介設されている。   The exhaust device further includes a third passage 135 branched from the EGR passage 91 on the downstream side of the EGR cooler 92 and connected to the second passage 134 on the upstream side of the catalyst device 100. A flow rate adjustment valve 136 that adjusts the flow rate of exhaust gas flowing through the third passage 135 is interposed in the third passage 135.

ＥＣＵ２０は、ロータリエンジン１の運転を制御する。図２に示す排気装置に関しては、ウェストゲートバルブ１３４１の開度、ＥＧＲ弁９３の開度、及び、第３通路１３５の流量調整弁１３６の開度をそれぞれ調整制御する。   The ECU 20 controls the operation of the rotary engine 1. 2, the opening degree of the wastegate valve 1341, the opening degree of the EGR valve 93, and the opening degree of the flow rate adjustment valve 136 in the third passage 135 are respectively adjusted and controlled.

具体的にＥＣＵ２０は、ロータリエンジン１の運転状態に応じて、過給圧が所定の過給圧となるように、ウェストゲートバルブ１３４１の開度調整を行う。   Specifically, the ECU 20 adjusts the opening degree of the waste gate valve 1341 so that the supercharging pressure becomes a predetermined supercharging pressure according to the operating state of the rotary engine 1.

また、ＥＣＵ２０は、ロータリエンジン１の運転状態に応じてＥＧＲ弁９３の開度を調整する。これにより、所望の量の排気ガスが、集合通路１３２から取り出されると共に、ＥＧＲクーラー９２を通過して冷却された後に、吸気側へと還流される。   Further, the ECU 20 adjusts the opening degree of the EGR valve 93 according to the operating state of the rotary engine 1. As a result, a desired amount of exhaust gas is taken out from the collecting passage 132, and after passing through the EGR cooler 92, is cooled and then returned to the intake side.

触媒装置１００には、タービン５１を通過後の比較的低温の排気ガスと、ウェストゲートバルブ１３４１が開いているときには、第２通路１３４によってタービン５１をバイパスした比較的高温の排気ガスとがそれぞれ流入する。触媒装置１００を流れる排気ガスの温度は、適宜の温度となる。   A relatively low temperature exhaust gas that has passed through the turbine 51 and a relatively high temperature exhaust gas that bypasses the turbine 51 by the second passage 134 flow into the catalyst device 100 when the waste gate valve 1341 is open. To do. The temperature of the exhaust gas flowing through the catalyst device 100 is an appropriate temperature.

ロータリエンジン１の運転状態が高回転及び／又は高負荷領域にあるときには、触媒装置１００の温度が高くなり易い。ＥＣＵ２０は、触媒装置１００の温度に応じて、その温度が高くなるときには、第３通路１３５の流量調整弁１３６を開いて、集合通路１３２から取り出しかつ、ＥＧＲクーラー９２によって冷却した排気ガスを、触媒装置１００の上流側で第２通路１３４に導入する。これにより、触媒装置１００に流入する排気ガスの温度が低くなるため、触媒装置１００の温度が高くなりすぎることが回避される。これは、触媒装置１００の信頼性向上と共に、触媒装置１００の耐久性を向上する。   When the operating state of the rotary engine 1 is in a high rotation and / or high load region, the temperature of the catalyst device 100 tends to increase. When the temperature of the ECU 20 increases according to the temperature of the catalyst device 100, the ECU 20 opens the flow rate adjustment valve 136 of the third passage 135, removes the exhaust gas cooled from the collecting passage 132 and cooled by the EGR cooler 92, It is introduced into the second passage 134 upstream of the device 100. Thereby, since the temperature of the exhaust gas flowing into the catalyst device 100 is lowered, it is avoided that the temperature of the catalyst device 100 becomes too high. This improves the durability of the catalyst device 100 as well as the reliability of the catalyst device 100.

尚、触媒装置１００の温度が高くなる運転状態では、ＥＧＲガスの還流量は少ないため、ＥＧＲクーラー９２を通過した排気ガスを、吸気側に流さずに、触媒装置１００に流しても、ＥＧＲガスが不足することにはならない。   In the operation state where the temperature of the catalyst device 100 becomes high, the amount of recirculation of the EGR gas is small. Therefore, even if the exhaust gas that has passed through the EGR cooler 92 flows to the catalyst device 100 without flowing to the intake side, the EGR gas There is no shortage.

次に、図４を参照しながら、エンジン１の排気ポート１０の構成についてさらに詳細に説明をする。図４は、エンジン１における排気ポート１０の開口部付近を拡大して示す図である。前述したように、このロータリエンジン１は、サイド排気方式であり、排気ポート１０は、サイドハウジング４１に開口部を有する（つまり、プライマリポート１０ａ）と共に、インターミディエイトハウジング４においても、このサイドハウジング４１の開口部に向かい合うように、排気ポート１０の開口部が設けられている（つまり、セカンダリポート１０ｂ）。   Next, the configuration of the exhaust port 10 of the engine 1 will be described in more detail with reference to FIG. FIG. 4 is an enlarged view showing the vicinity of the opening of the exhaust port 10 in the engine 1. As described above, the rotary engine 1 is of the side exhaust type, and the exhaust port 10 has an opening in the side housing 41 (that is, the primary port 10a), and the intermediate housing 4 also has the side housing 41. The opening part of the exhaust port 10 is provided so as to face the opening part (that is, the secondary port 10b).

ここで、排気ポート１０の開口部は、３つの開口縁からなる細長い略三角形状を有している。この細長略三角形状の開口部の形状は、次のようにして定められる。つまり、図４における紙面上側に位置する開口縁の形状は、図４に仮想的に示すように、回転するロータ２が、所定のタイミングで排気ポート１０を開くように、ロータ２の周縁形状にほぼ一致するように設定され、紙面右側に位置する開口縁の形状は、回転するロータ２が、所定のタイミングで排気ポート１０を閉じるように、ロータ２の周縁形状にほぼ一致するように設定される。紙面左側に位置しかつ、最も長さの長い開口縁の形状は、ロータ２に設けられたオイルシール２１（図１参照）の軌跡に基づいて、設定される。   Here, the opening of the exhaust port 10 has an elongated, substantially triangular shape composed of three opening edges. The shape of the elongated substantially triangular opening is determined as follows. That is, the shape of the opening edge located on the upper side of the paper surface in FIG. 4 is the peripheral shape of the rotor 2 so that the rotating rotor 2 opens the exhaust port 10 at a predetermined timing as shown in FIG. The shape of the opening edge located on the right side of the paper is set so as to substantially match the peripheral shape of the rotor 2 so that the rotating rotor 2 closes the exhaust port 10 at a predetermined timing. The The shape of the longest opening edge located on the left side of the drawing is set based on the locus of the oil seal 21 (see FIG. 1) provided in the rotor 2.

このロータリエンジン１では、図４において一点鎖線で示されるプライマリポート１０ａの開口部１０１の形状と、図４において実線で示されるセカンダリポート１０ｂの開口部１０２の形状とが異なる。プライマリポート１０ａの開口部１０１は、ポート開タイミングに係る開口縁の位置が、相対的にロータ回転方向の遅れ側（つまり、図４における紙面上側）に位置し、セカンダリポート１０ｂの開口部１０２は、ポート開タイミングに係る開口縁の位置が、相対的にロータ回転方向の進み側（つまり、図４における紙面下側）に位置する。これにより、プライマリポート１０ａは、相対的に早いタイミングで開きかつ、セカンダリポート１０ｂは、相対的に遅いタイミングで開く。   In the rotary engine 1, the shape of the opening 101 of the primary port 10a indicated by a one-dot chain line in FIG. 4 is different from the shape of the opening 102 of the secondary port 10b indicated by a solid line in FIG. The opening 101 of the primary port 10a is positioned such that the position of the opening edge relative to the port opening timing is relatively on the lag side in the rotor rotation direction (that is, the upper side in FIG. 4), and the opening 102 of the secondary port 10b is The position of the opening edge related to the port opening timing is relatively located on the advancing side in the rotor rotation direction (that is, the lower side in the drawing in FIG. 4). Thereby, the primary port 10a opens at a relatively early timing, and the secondary port 10b opens at a relatively late timing.

一方、プライマリポート１０ａの開口部１０１と、セカンダリポート１０ｂの開口部１０２とは、ポート閉口に係る開口縁の位置は、互いに同じ位置に設定されている。これにより、プライマリポート１０ａとセカンダリポート１０ｂとは、同じタイミングで閉口する。   On the other hand, the opening 101 of the primary port 10a and the opening 102 of the secondary port 10b are set to have the same opening edge position for the port closing. Thereby, the primary port 10a and the secondary port 10b are closed at the same timing.

この構成は、ターボ過給機付きエンジン１において、ブローダウンエネルギを有効に利用して、ターボ過給機５の過給効率を向上させる。以下、この点について、図５、６を参照しながら説明をする。   This configuration improves the supercharging efficiency of the turbocharger 5 by effectively using blowdown energy in the turbocharged engine 1. Hereinafter, this point will be described with reference to FIGS.

従来構成のサイド排気方式のロータリエンジンでは、サイドハウジングに設けた排気ポート（つまり、プライマリポート）の開口部の形状と、インターミディエイトハウジングに設けた排気ポート（つまり、セカンダリポート）の開口部の形状とは互いに同じであった。従って、プライマリポートの開タイミングと、セカンダリポートの開タイミングとは互いに同じでありかつ、プライマリポートの閉タイミングと、セカンダリポートの閉タイミングとは互いに同じである。図５は、従来構成におけるターボ過給機付きロータリエンジンの、プライマリポートの開口面積の変化及びセカンダリポートの開口面積の変化に対する、各ポート内の圧力の変動を例示している。横軸は、エキセン角である。先ず、前側気筒において、プライマリポート及びセカンダリポートが共に、同じタイミングで開くに伴い、プライマリポートの開口部及びセカンダリポートの開口部の両方から、ブローダウンガスが噴出する。前述したように、サイド排気方式のロータリエンジンでは、排気ポートの開口面積が急拡大することから、強いブローダウンエネルギが得られる。その結果、排気ポートの開口直後には、ポート内の圧力が急激に高まる。その後、ロータの回転に伴い、作動室内の既燃ガスがプライマリポートの開口部及びセカンダリポートの開口部を通じて各排気ポートに押し出されるようになり、ポート内の圧力は、エキセン角の進行に対し所定の圧力を維持するようになる。   In a conventional side exhaust type rotary engine, the shape of the opening of the exhaust port (that is, the primary port) provided in the side housing and the shape of the opening of the exhaust port (that is, the secondary port) provided in the intermediate housing Were the same as each other. Therefore, the opening timing of the primary port and the opening timing of the secondary port are the same, and the closing timing of the primary port and the closing timing of the secondary port are the same. FIG. 5 exemplifies fluctuations in pressure in each port with respect to a change in the opening area of the primary port and a change in the opening area of the secondary port in the conventional turbocharged rotary engine. The horizontal axis is the eccentric angle. First, in the front cylinder, as both the primary port and the secondary port open at the same timing, blowdown gas is ejected from both the opening of the primary port and the opening of the secondary port. As described above, in the side exhaust type rotary engine, since the opening area of the exhaust port is rapidly expanded, strong blowdown energy can be obtained. As a result, immediately after the opening of the exhaust port, the pressure in the port increases rapidly. Thereafter, with the rotation of the rotor, the burned gas in the working chamber is pushed out to each exhaust port through the opening of the primary port and the opening of the secondary port, and the pressure in the port is predetermined with respect to the progress of the eccentric angle. The pressure will be maintained.

２ロータタイプのロータリエンジン１では、前側気筒と後側気筒との位相差が１８０°に設定されている。このため、前側気筒が排気行程の中期にあるときに、後側気筒の排気ポートが開く。つまり、後側気筒のプライマリポート及びセカンダリポートのそれぞれが、同時に開くが、セカンダリポートは、集合通路を介して、前側気筒の、開いているセカンダリポートにつながっていると共に、排気行程の中期にある前側気筒の排気ポートの圧力は比較的低い。このため、後側気筒のセカンダリポートから排出されるブローダウンガスの一部が、前側気筒のセカンダリポートを介して、前側気筒の作動室内に流れ込んで膨張する。このことにより、セカンダリポートにおける圧力の低下は勿論のこと、作動室を介してセカンダリポートに連通するプライマリポートにおける圧力の低下も招き得る。結果として、ロータリエンジンは、高いブローダウンエネルギが得られるものの、ターボ過給機のタービンに供給されるブローダウンエネルギは、その分、低下する（図５のＰ１参照）。   In the two-rotor type rotary engine 1, the phase difference between the front cylinder and the rear cylinder is set to 180 °. For this reason, when the front cylinder is in the middle of the exhaust stroke, the exhaust port of the rear cylinder is opened. That is, the primary port and the secondary port of the rear cylinder open simultaneously, but the secondary port is connected to the open secondary port of the front cylinder through the collecting passage and is in the middle of the exhaust stroke The pressure in the exhaust port of the front cylinder is relatively low. For this reason, a part of the blowdown gas discharged from the secondary port of the rear cylinder flows into the working chamber of the front cylinder and expands through the secondary port of the front cylinder. As a result, not only the pressure in the secondary port is lowered, but also the pressure in the primary port communicating with the secondary port through the working chamber can be caused. As a result, the rotary engine can obtain high blowdown energy, but the blowdown energy supplied to the turbine of the turbocharger is reduced accordingly (see P1 in FIG. 5).

これに対し、前記の構成では、独立通路１３１に接続されるプライマリポート１０ａの開タイミングを相対的に早くかつ、集合通路１３２に接続されるセカンダリポート１０ｂの開タイミングを相対的に遅くなるように構成している。この場合、図６に示すように、後側気筒３１ｂのプライマリポート１０ａが開くときには、セカンダリポート１０ｂは閉じているため、ブローダウンガスが、プライマリポート１０ａにのみ流れる。その結果、図６に実線で示すように、プライマリポート１０ａの圧力は、従来構成の圧力Ｐ１よりも高まる。しかも、プライマリポート１０ａは、独立通路１３１に接続されているため、その高いブローダウンエネルギをロス無くタービン５１に供給することが可能になる。   In contrast, in the above configuration, the opening timing of the primary port 10a connected to the independent passage 131 is relatively early and the opening timing of the secondary port 10b connected to the collecting passage 132 is relatively delayed. It is composed. In this case, as shown in FIG. 6, when the primary port 10a of the rear cylinder 31b is opened, the secondary port 10b is closed, so that the blowdown gas flows only to the primary port 10a. As a result, as indicated by a solid line in FIG. 6, the pressure of the primary port 10a is higher than the pressure P1 of the conventional configuration. Moreover, since the primary port 10a is connected to the independent passage 131, the high blowdown energy can be supplied to the turbine 51 without loss.

プライマリポート１０ａの開口に遅れて、後側気筒３１ｂのセカンダリポート１０ｂが開く。このタイミングでは、作動室８内の既燃ガスの一部が既に、プライマリポート１０ａに排出されているため、セカンダリポート１０ｂにおいてもブローダウンが生じるものの、図６に破線で示すように、その圧力は相対的に低くなる。また、セカンダリポート１０ｂは、集合通路１３２を通じて前側気筒３１ａのセカンダリポート１０ｂに連通しており、ブローダウンガスの一部は、前側気筒３１ａの作動室８内に流れ込むが、セカンダリポート１０ｂのブローダウン時の圧力は相対的に低いため、その分、前側気筒３１ａの方にブローダウンガスが流れ込むことは抑制される。従って、集合通路１３２を通じても、比較的高いブローダウンエネルギを、ターボ過給機５のタービン５１に供給することが可能になる。尚、図４からも明らかなように、セカンダリポート１０ｂの開口部１０２の最大開口面積は、プライマリポート１０ａの開口部１０１の最大開口面積よりも小さい。   The secondary port 10b of the rear cylinder 31b opens after the opening of the primary port 10a. At this timing, a part of the burned gas in the working chamber 8 has already been discharged to the primary port 10a, so that blowdown also occurs in the secondary port 10b. However, as shown by the broken line in FIG. Is relatively low. The secondary port 10b communicates with the secondary port 10b of the front cylinder 31a through the collecting passage 132, and a part of the blowdown gas flows into the working chamber 8 of the front cylinder 31a. Since the pressure at that time is relatively low, the blow-down gas is prevented from flowing into the front cylinder 31a accordingly. Therefore, it is possible to supply relatively high blowdown energy to the turbine 51 of the turbocharger 5 also through the collecting passage 132. As is clear from FIG. 4, the maximum opening area of the opening 102 of the secondary port 10b is smaller than the maximum opening area of the opening 101 of the primary port 10a.

こうして、プライマリポート１０ａの開タイミングを相対的に早くかつ、セカンダリポート１０ｂの開タイミングを相対的に遅くすることによって、ブローダウンエネルギを効率的にタービン５１に供給することが可能になり、ターボ過給機５の過給効率の向上が図られる。これは特に、排気エネルギが低くなるため過給効率が低下し易いエンジンの低回転域において、過給効率を向上させる上で有効である。尚、プライマリポート１０ａの開タイミングと、セカンダリポート１０ｂの開タイミングとの位相差は、エキセン角で２０°程度に設定してもよい。   In this way, by making the opening timing of the primary port 10a relatively early and the opening timing of the secondary port 10b relatively late, it becomes possible to efficiently supply blowdown energy to the turbine 51. The supercharging efficiency of the feeder 5 can be improved. This is particularly effective in improving the supercharging efficiency in a low engine speed range where the supercharging efficiency tends to be lowered because the exhaust energy becomes low. The phase difference between the opening timing of the primary port 10a and the opening timing of the secondary port 10b may be set to about 20 ° in terms of the eccentric angle.

プライマリポート１０ａの開タイミングとセカンダリポート１０ｂの開タイミングとが異なる一方で、プライマリポート１０ａの閉タイミングとセカンダリポート１０ｂの閉タイミングとは同じに設定されている。プライマリポート１０ａ及びセカンダリポート１０ｂの閉タイミングは共に、アイドル運転時の安定性が確保されるように、次行程の作動室８に送られる排気ガス量が所定量以下になるタイミングに設定されているためである。言い換えると、セカンダリポート１０ｂの閉タイミングを、開タイミングの遅れに対応して遅らせてしまうと、次行程の作動室８に送られる排気ガス量が増えてしまい、アイドル運転時の安定性が確保されなくなるのである。   While the opening timing of the primary port 10a and the opening timing of the secondary port 10b are different, the closing timing of the primary port 10a and the closing timing of the secondary port 10b are set to be the same. The closing timings of the primary port 10a and the secondary port 10b are both set to a timing at which the amount of exhaust gas sent to the working chamber 8 in the next stroke becomes a predetermined amount or less so as to ensure stability during idling. Because. In other words, if the closing timing of the secondary port 10b is delayed in response to the delay of the opening timing, the amount of exhaust gas sent to the working chamber 8 in the next stroke increases, and stability during idling is ensured. It will disappear.

尚、ここに開示する技術は、ロータリエンジン１に適用することに限らず、多気筒のレシプロエンジンの排気装置に適用することも可能である。例えば、図７（ａ）は、水平対向４気筒レシプロエンジン１００１に、ここに開示する技術を適用した例を示している。このエンジン１００１は、第１、第２、第３及び第４の気筒３１１、３１２、３１３、３１４を有しており、第１及び第３気筒３１１、３１３が、回転軸（つまり、クランク軸）Ｘを挟んだ一側に、第２及び第４気筒３１２、３１４が、回転軸Ｘを挟んだ他側に配設される。このエンジン１００１の点火順序は、第１気筒３１１、第３気筒３１３、第４気筒３１４、第２気筒３１２の順に設定されており、回転軸Ｘを挟んだ一側に配設された第１気筒３１１と第３気筒３１３とは、排気行程の一部が重なり合う２つの特定気筒を構成し、回転軸Ｘを挟んだ他側に配設された第２気筒３１２と第４気筒３１４とも、排気行程の一部が重なり合う２つの特定気筒を構成する。排気通路１３は、回転軸Ｘを挟んだ一側と他側とのそれぞれで、個別に設けられている。   The technology disclosed herein is not limited to being applied to the rotary engine 1 but can also be applied to an exhaust device of a multi-cylinder reciprocating engine. For example, FIG. 7A shows an example in which the technique disclosed herein is applied to a horizontally opposed four-cylinder reciprocating engine 1001. The engine 1001 has first, second, third, and fourth cylinders 311, 312, 313, and 314, and the first and third cylinders 311 and 313 are rotating shafts (that is, crankshafts). The second and fourth cylinders 312 and 314 are disposed on one side across X and the other side across the rotation axis X. The ignition order of the engine 1001 is set in the order of the first cylinder 311, the third cylinder 313, the fourth cylinder 314, and the second cylinder 312, and the first cylinder disposed on one side across the rotation axis X 311 and the third cylinder 313 constitute two specific cylinders in which part of the exhaust stroke overlaps, and both the second cylinder 312 and the fourth cylinder 314 disposed on the other side across the rotation axis X have the exhaust stroke. Two specific cylinders that partially overlap each other are configured. The exhaust passage 13 is individually provided on each of one side and the other side across the rotation axis X.

各気筒３１１〜３１４には、プライマリポート１０ａとセカンダリポート１０ｂとの２つの排気ポートが設けられており、第１気筒３１１及び第３気筒３１３においては、セカンダリポート１０ｂが集合通路１３２に接続されている。集合通路１３２は、その途中で集合した後に、ターボ過給機５のタービン５１に接続される。一方、プライマリポート１０ａは独立通路１３１に接続され、途中で集合することなく、ターボ過給機５のタービン５１に接続される。第２気筒３１２及び第４気筒３１４においても同様に、セカンダリポート１０ｂが集合通路１３２に接続され、プライマリポート１０ａは独立通路１３１に接続されている。尚、符号５１ａは、可変ベーンであり、このターボ過給機５は、可変容量ターボ過給機である。但し、ターボ過給機５の構成は適宜変更することが可能である。   Each cylinder 311 to 314 is provided with two exhaust ports, a primary port 10a and a secondary port 10b. In the first cylinder 311 and the third cylinder 313, the secondary port 10b is connected to the collecting passage 132. Yes. The collecting passage 132 is connected to the turbine 51 of the turbocharger 5 after collecting on the way. On the other hand, the primary port 10a is connected to the independent passage 131, and is connected to the turbine 51 of the turbocharger 5 without gathering on the way. Similarly, in the second cylinder 412 and the fourth cylinder 314, the secondary port 10b is connected to the collecting passage 132, and the primary port 10a is connected to the independent passage 131. Reference numeral 51a denotes a variable vane, and the turbocharger 5 is a variable capacity turbocharger. However, the configuration of the turbocharger 5 can be changed as appropriate.

このレシプロエンジン１００１ではまた、各気筒３１１〜３１４において、２つの排気ポートを開閉する排気弁（図示省略）の開弁タイミングが異なるように構成されており、具体的には、独立通路１３１に接続されたプライマリポート１０ａの開弁タイミングが相対的に早くかつ、集合通路１３２に接続されたセカンダリポート１０ｂの開弁タイミングが相対的に遅くされる。このような構成を実現する上で、排気弁を駆動する動弁機構は、例えば油圧式の可変駆動機構を採用してもよい。油圧式の可変駆動機構は、油圧の供給を受けて排気弁をリフトさせるピストンと、ピストンに供給する作動油圧を昇圧するポンプとを備え、ポンプからピストンへの作動油の給排を制御することによって、排気弁の開弁タイミングを変更することが可能である。また、電磁駆動式の排気弁を採用することによっても、２つの排気ポートの開弁タイミングを異ならせることが可能である。   The reciprocating engine 1001 is also configured so that the opening timings of the exhaust valves (not shown) for opening and closing the two exhaust ports are different in each cylinder 311 to 314, specifically, connected to the independent passage 131. The valve opening timing of the primary port 10a is relatively early and the valve opening timing of the secondary port 10b connected to the collecting passage 132 is relatively delayed. In realizing such a configuration, for example, a hydraulic variable drive mechanism may be employed as the valve operating mechanism for driving the exhaust valve. The hydraulic variable drive mechanism includes a piston that lifts an exhaust valve when supplied with hydraulic pressure, and a pump that boosts hydraulic pressure supplied to the piston, and controls supply and discharge of hydraulic oil from the pump to the piston. Thus, it is possible to change the valve opening timing of the exhaust valve. Further, the opening timing of the two exhaust ports can be made different by adopting an electromagnetically driven exhaust valve.

このような構成のレシプロエンジン１００１では、前述したロータリエンジン１と同様に、独立通路１３１に接続されたプライマリポート１０ａを、相対的に早いタイミングで開くことで、独立通路１３１を通じて、より高いブローダウンエネルギをタービン５１に供給することが可能になる。また、集合通路１３２に接続されたセカンダリポート１０ｂを、相対的に遅いタイミングで開くが、ブローダウンガスの圧力が相対的に低くなって、集合通路１３２を通じて隣の気筒内へと流れ込むブローダウンガスが減ることで、比較的高いブローダウンエネルギを、集合通路１３２を介して、タービン５１に供給することが可能になる。その結果、特に低回転域において、ブローダウンエネルギを有効に利用して、ターボ過給機５の過給効率を向上させることが可能になる。尚、レシプロエンジン１００１において、各気筒３１１〜３１４における２つの排気ポートの閉タイミングは、同じにしてもよいし、異ならせてもよい。   In the reciprocating engine 1001 having such a configuration, similarly to the rotary engine 1 described above, the primary port 10a connected to the independent passage 131 is opened at a relatively early timing, so that a higher blowdown is achieved through the independent passage 131. Energy can be supplied to the turbine 51. Further, the secondary port 10b connected to the collecting passage 132 is opened at a relatively late timing, but the blowdown gas flows into the adjacent cylinder through the collecting passage 132 because the pressure of the blowdown gas becomes relatively low. As a result, the relatively high blowdown energy can be supplied to the turbine 51 via the collecting passage 132. As a result, it is possible to improve the supercharging efficiency of the turbocharger 5 by effectively using blowdown energy particularly in the low rotation range. In the reciprocating engine 1001, the closing timings of the two exhaust ports in each of the cylinders 311 to 314 may be the same or different.

この構成ではまた、回転軸Ｘを挟んだ一側と他側とのそれぞれで個別に排気通路１３を設けることが可能になる。これにより、排気通路１３のレイアウト性が向上する。尚、図７（ａ）の構成は、Ｖ型４気筒レシプロエンジンに対しても、同様に、適用可能である。   In this configuration, the exhaust passage 13 can be individually provided on one side and the other side across the rotation axis X. Thereby, the layout property of the exhaust passage 13 is improved. The configuration shown in FIG. 7A is also applicable to a V-type 4-cylinder reciprocating engine.

図７（ｂ）は、直列４気筒レシプロエンジン１００２の構成例を示している。このエンジン１００２は、第１気筒３１１、第２気筒３１２、第３気筒３１３及び第４気筒３１４が、回転軸Ｘに沿って一列に配設されている。このエンジン１００２の点火順序は、第１気筒３１１、第２気筒３１２、第４気筒３１４、第３気筒３１３の順に設定されている。従って、このエンジン１００２では、第１気筒３１１及び第２気筒３１２が、排気行程の一部が重なり合う２つの特定気筒となり、第３気筒３１３及び第４気筒３１４が、排気行程の一部が重なり合う２つの特定気筒となる。排気通路１３は、第１気筒３１１及び第２気筒３１２に接続される排気通路１３と、第３気筒３１３及び第４気筒３１４に接続される排気通路１３との２系統に分かれている。   FIG. 7B shows a configuration example of the in-line four-cylinder reciprocating engine 1002. In this engine 1002, a first cylinder 311, a second cylinder 312, a third cylinder 313, and a fourth cylinder 314 are arranged in a line along the rotation axis X. The ignition order of the engine 1002 is set in the order of the first cylinder 311, the second cylinder 312, the fourth cylinder 314, and the third cylinder 313. Therefore, in this engine 1002, the first cylinder 311 and the second cylinder 312 are two specific cylinders that overlap part of the exhaust stroke, and the third cylinder 313 and the fourth cylinder 314 overlap 2 partly of the exhaust stroke. One specific cylinder. The exhaust passage 13 is divided into two systems: an exhaust passage 13 connected to the first cylinder 311 and the second cylinder 312, and an exhaust passage 13 connected to the third cylinder 313 and the fourth cylinder 314.

このエンジン１００２においても、各気筒３１１〜３１４には、プライマリポート１０ａとセカンダリポート１０ｂとの２つの排気ポートが設けられており、セカンダリポート１０ｂが集合通路１３２に接続されている。集合通路１３２は、その途中で集合した後に、ターボ過給機５のタービン５１に接続される。一方、プライマリポート１０ａは独立通路１３１に接続され、途中で集合することなく、ターボ過給機５のタービン５１に接続される。第３気筒３１３及び第４気筒３１４においても同様である。   Also in the engine 1002, each cylinder 311 to 314 is provided with two exhaust ports, a primary port 10 a and a secondary port 10 b, and the secondary port 10 b is connected to the collecting passage 132. The collecting passage 132 is connected to the turbine 51 of the turbocharger 5 after collecting on the way. On the other hand, the primary port 10a is connected to the independent passage 131, and is connected to the turbine 51 of the turbocharger 5 without gathering on the way. The same applies to the third cylinder 313 and the fourth cylinder 314.

また、このエンジン１００２でも、例えば油圧式の可変駆動機構や、電磁駆動式の排気弁によって、各気筒３１１〜３１４において、２つの排気ポートを開閉する排気弁（図示省略）の開弁タイミングが異なるように構成されている。つまり、独立通路１３１に接続されたプライマリポート１０ａの開弁タイミングが相対的に早くかつ、集合通路１３２に接続されたセカンダリポート１０ｂの開弁タイミングが相対的に遅くされている。従って、この構成のレシプロエンジンでは、前述したロータリエンジン１と同様に、独立通路１３１に接続されたプライマリポート１０ａを、相対的に早いタイミングで開くことで、独立通路１３１を通じて、より高いブローダウンエネルギをタービン５１に供給することが可能になり、集合通路１３２に接続されたセカンダリポート１０ｂを、相対的に遅いタイミングで開くことで、比較的高いブローダウンエネルギを、集合通路１３２を介して、タービン５１に供給することが可能になり、特に低回転域において、ブローダウンエネルギを有効に利用して、ターボ過給機５の過給効率を向上させることが可能になる。尚、レシプロエンジン１００２において、各気筒３１１〜３１４における２つの排気ポートの閉タイミングは、同じにしてもよいし、異ならせてもよい。   Also in this engine 1002, the opening timing of exhaust valves (not shown) for opening and closing two exhaust ports in each cylinder 311 to 314 is different depending on, for example, a hydraulic variable drive mechanism or an electromagnetically driven exhaust valve. It is configured as follows. That is, the valve opening timing of the primary port 10a connected to the independent passage 131 is relatively early, and the valve opening timing of the secondary port 10b connected to the collecting passage 132 is relatively delayed. Therefore, in the reciprocating engine having this configuration, as with the rotary engine 1 described above, the primary port 10a connected to the independent passage 131 is opened at a relatively early timing, so that higher blowdown energy can be obtained through the independent passage 131. Can be supplied to the turbine 51, and the secondary port 10b connected to the collecting passage 132 is opened at a relatively late timing, so that relatively high blowdown energy can be supplied to the turbine via the collecting passage 132. 51, and it is possible to improve the supercharging efficiency of the turbocharger 5 by making effective use of blowdown energy, particularly in the low rotation range. In the reciprocating engine 1002, the closing timing of the two exhaust ports in each of the cylinders 311 to 314 may be the same or different.

図７（ｃ）は、直列２気筒レシプロエンジン１００３の構成例を示している。このエンジン１００３は、第１気筒３１１及び第２気筒３１２が、回転軸Ｘに沿って一列に配設されている。このエンジン１００３の第１気筒３１１と第２気筒３１２との点火位相差は、１８０°に設定されており、これにより、第１気筒３１１及び第２気筒３１２の排気行程の一部が重なり合う。排気通路１３の構成は、図７（ｂ）に示す直列４気筒レシプロエンジンにおける、第１気筒３１１及び第２気筒３１２の排気通路１３と同じである。従って、同じ構成について同じ符号を付して、その説明は省略する。この構成のレシプロエンジン１００３でも、ブローダウンエネルギを有効に利用して、ターボ過給機５の過給効率を向上させることが可能になる。尚、レシプロエンジン１００３において、各気筒３１１〜３１４における２つの排気ポートの閉タイミングは、同じにしてもよいし、異ならせてもよい。   FIG. 7C shows a configuration example of the inline two-cylinder reciprocating engine 1003. In the engine 1003, a first cylinder 311 and a second cylinder 312 are arranged in a line along the rotation axis X. The ignition phase difference between the first cylinder 311 and the second cylinder 312 of the engine 1003 is set to 180 °, so that the exhaust strokes of the first cylinder 311 and the second cylinder 312 partially overlap. The configuration of the exhaust passage 13 is the same as the exhaust passage 13 of the first cylinder 311 and the second cylinder 312 in the in-line four-cylinder reciprocating engine shown in FIG. Accordingly, the same components are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted. The reciprocating engine 1003 having this configuration can also improve the supercharging efficiency of the turbocharger 5 by effectively using blowdown energy. In the reciprocating engine 1003, the closing timings of the two exhaust ports in each of the cylinders 311 to 314 may be the same or different.

尚、レシプロエンジンは、ガソリンエンジン（つまり、火花点火式エンジン）及びディーゼルエンジンのいずれであってもよい。   The reciprocating engine may be a gasoline engine (that is, a spark ignition engine) or a diesel engine.

１ ロータリピストンエンジン（エンジン）
１０ 排気ポート
１０ａ プライマリポート（排気ポート）
１０ｂ セカンダリポート（排気ポート）
１００１〜１００３ レシプロエンジン
１３ 排気通路
１３１ 独立通路
１３２ 集合通路
２ ロータ
３ ロータハウジング
３１ ロータ収容室（気筒）
３１１〜３１４ 気筒
３１ａ 前側気筒
３１ｂ 後側気筒
４ インターミディエイトハウジング
４１ サイドハウジング
５ ターボ過給機
５１ タービン 1 Rotary piston engine (engine)
10 Exhaust port 10a Primary port (exhaust port)
10b Secondary port (exhaust port)
1001 to 1003 Reciprocating engine 13 Exhaust passage 131 Independent passage 132 Collecting passage 2 Rotor 3 Rotor housing 31 Rotor housing chamber (cylinder)
311 to 314 Cylinder 31a Front cylinder 31b Rear cylinder 4 Intermediate housing 41 Side housing 5 Turbocharger 51 Turbine

Claims (3)

複数の気筒を有するエンジンに設けられかつ、各気筒内の排気ガスを排出するよう、気筒毎に複数設けられた排気ポートと、
前記排気ポートのそれぞれにつながるよう構成された排気通路と、
前記排気通路に配設されかつ、前記排気ガスのエネルギによって駆動をするよう構成されたターボ過給機のタービンと、を備え、
前記排気通路は、
排気行程の一部が重なり合う２つの特定気筒において、複数の前記排気ポートの少なくとも一つに接続されると共に、前記２つの特定気筒間で集合した上で前記タービンに接続される集合通路と、
前記２つの特定気筒における他の排気ポートに接続されると共に、前記２つの特定気筒間で集合せずに前記タービンに接続される独立通路と、を有し、
前記集合通路につながる前記排気ポートは、前記独立通路につながる前記排気ポートの開タイミングよりも遅れて開くよう構成されているターボ過給機付きエンジンの排気装置。 An exhaust port that is provided in an engine having a plurality of cylinders and is provided for each cylinder so as to discharge exhaust gas in each cylinder;
An exhaust passage configured to connect to each of the exhaust ports;
A turbocharger turbine disposed in the exhaust passage and configured to be driven by the energy of the exhaust gas,
The exhaust passage is
In two specific cylinders in which a part of the exhaust stroke overlaps, a collective passage connected to at least one of the plurality of exhaust ports and assembled between the two specific cylinders and then connected to the turbine;
An independent passage connected to the turbine without being collected between the two specific cylinders, and connected to another exhaust port in the two specific cylinders,
The exhaust system for an engine with a turbocharger, wherein the exhaust port connected to the collecting passage is configured to open later than the opening timing of the exhaust port connected to the independent passage. 請求項１に記載のターボ過給機付きエンジンの排気装置において、
前記エンジンは、２つのロータと２つのロータ収容室とを備えた２ロータタイプのロータリピストンエンジンであり、
前記２つのロータ収容室は、トロコイド内周面を有する２つのロータハウジングが、インターミディエイトハウジングを挟むと共に、２つのロータハウジングの外側それぞれをさらに、２つのサイドハウジングが挟むことによって区画されており、
前記ロータの回転に伴い開閉される前記排気ポートの開口部は、前記２つのサイドハウジングの側面それぞれと、前記インターミディエイトハウジングの両側面とに設けられていて、前記インターミディエイトハウジングに開口部を有する前記排気ポートが前記集合通路に接続されかつ、前記サイドハウジングに開口部を有する前記排気ポートが前記独立通路に接続され、
前記インターミディエイトハウジングに開口部を有する前記排気ポートは、前記サイドハウジングに開口部を有する前記排気ポートよりも遅れて開くように、その開口部が、前記サイドハウジングの開口部とは異なる形状に構成されているターボ過給機付きエンジンの排気装置。 The exhaust system for an engine with a turbocharger according to claim 1,
The engine is a two-rotor type rotary piston engine having two rotors and two rotor accommodating chambers,
The two rotor housing chambers are divided by two rotor housings having a trochoid inner peripheral surface sandwiching an intermediate housing, and each of the outer sides of the two rotor housings being further sandwiched by two side housings,
The exhaust port opening that opens and closes as the rotor rotates is provided on each of the side surfaces of the two side housings and on both side surfaces of the intermediate housing, and has an opening in the intermediate housing. The exhaust port is connected to the collecting passage, and the exhaust port having an opening in the side housing is connected to the independent passage;
The exhaust port having an opening in the intermediate housing is configured to have a shape different from the opening of the side housing so that the exhaust port opens later than the exhaust port having an opening in the side housing. Exhaust system for turbocharged engines. 請求項１又は２に記載のターボ過給機付きエンジンの排気装置において、
前記集合通路につながる前記排気ポートの閉タイミングと、前記独立通路につながる前記排気ポートの閉タイミングとは、互いに同じに設定されているターボ過給機付きエンジンの排気装置。 The exhaust system for an engine with a turbocharger according to claim 1 or 2,
An exhaust system for an engine with a turbocharger, wherein the closing timing of the exhaust port connected to the collecting passage and the closing timing of the exhaust port connected to the independent passage are set to be the same.
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