JP2018053834A - 内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】動弁機構のシステムを簡易なものとしコスト低減を図り、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図りつつ、出力性能も向上させる内燃機関を提供する。
【解決手段】吸気ポート内容積Ｖｐをシリンダ工程容積Ｖｃで除した吸気ポート容積比Ｒｖと、前記吸気弁(20)が開き始める吸気弁開時期から、前記ピストン(10)の吸気上死点までのクランク角量である吸気バルブオーバーラップ量θ（°）と、が、
吸気バルブオーバーラップ量θ（°）が、２０°〜４５°の範囲において、
０ ＜ Ｒｖ ＜ ０．０００４３８×θ^２ − ０．０４０７×θ ＋ １．５５
の関係を満たす内燃機関を提供し、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図りつつ、出力性能も向上させる。
【選択図】図８

Description

本発明は、吸気系への燃焼ガス逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図りつつ、出力性能を向上させる内燃機関に関する。

従来の内燃機関では、内燃機関の燃焼性能を向上させるために、吸気上死点付近において吸気弁と排気弁が同時に開くバルブオーバーラップ期間を設けているが、吸気弁と排気弁が同時に開くことにより、吸気ポートへ燃焼ガスが逆流して、圧縮行程において残留ガス濃度が高まり、燃焼性能が悪化するとともに排気ガス性能の悪化を招いていた。

そこで、バルブリフト量あるいはバルブタイミングを変化させる可変動弁機構を採用し、低回転時にはバルブオーバーラップ期間を短くして燃焼ガスの吸気ポートへの逆流を防いで燃焼性能および排気ガス性能を良好とし、高回転時にはバルブオーバーラップ期間を長くして出力性能を向上させている。

一方、動弁系周りの騒音防止のためには、吸気弁および排気弁の着座における騒音を低減するために、バルブリフト曲線には充分に長い緩衝曲線が必要となり、その上でバルブオーバーラップ期間を大幅に短縮すると、充分なバルブ開期間およびバルブリフト量を確保することができず、内燃機関の出力が低下するという難点がある。

また、可変動弁機構としてカム山切り替え型の可変動弁機構を採用すると、排ガス性能重視のカムと出力性能重視のカムとの切り替え時に、それぞれのバルリフト曲線が異なるため、出力の不連続が発生してしまう。

カム位相変更型の可変動弁機構を採用する場合には、その構造上、位相変更角度には限界があり出力性能と排ガス性能を両立する効果は限定的であり、バルブオーバーラップ期間以外でのバルブタイミングが非適正化されることにより、熱効率が低下する。

さらには、可変動弁機構を採用することにより、コスト上昇を引き起こし、また動弁機構全体のシステムの複雑化や、回転速度限界の低下などの難点がある。

特開平１０−１１０６１９号公報

そこで本発明は、前記課題を克服するため発明されたもので、その目的は、動弁機構のシステムを簡易なものとしコスト低減を図り、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図りつつ、出力性能も向上させる内燃機関を提供することである。

本発明は、シリンダと、前記シリンダ内を摺動するピストンと、
燃焼室と接続される吸気ポートおよび排気ポートと、
前記吸気ポートに設けられ前記燃焼室を開閉する吸気弁と、前記排気ポートに設けられ前記燃焼室を開閉する排気弁と、
前記吸気弁および前記排気弁を開閉する動弁機構と
前記吸気ポートの上流端に接続されるスロットルボディと、
前記スロットルボディ内に設けられ、前記スロットルボディを開閉するスロットル弁と、
前記吸気ポート内に燃焼を噴射する燃料噴射弁と、を備える内燃機関において、
前記スロットル弁のアイドル運転時における前記吸気弁の閉状態での前記スロットル弁から前記吸気弁までの容積である吸気ポート内容積Ｖｐを、前記スロットル弁の吸入空気量制限対象とする前記シリンダの工程容積合計であるシリンダ工程容積Ｖｃで除した吸気ポート容積比Ｒｖと、
前記吸気弁が開始し始める吸気弁開時期から、前記ピストンの吸気上死点までのクランク角量である吸気バルブオーバーラップ量θと、が、
前記吸気バルブオーバーラップ量θが、２０°〜４５°の範囲において、
０ ＜ Ｒｖ ＜ ０．０００４３８×θ^２ − ０．０４０７×θ + １．５５
の関係を満たすことを特徴とする内燃機関である。

本発明は前記したように構成されているので、動弁機構のシステムを簡易なものとしコスト低減を図り、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図りつつ、出力性能も向上させることができる。

本発明は、シリンダと、前記シリンダ内を摺動するピストン(と、
燃焼室と接続される吸気ポートおよび排気ポートと、
前記吸気ポートに設けられ前記燃焼室を開閉する吸気弁と、前記排気ポートに設けられ前記燃焼室を開閉する排気弁と、
前記吸気弁および前記排気弁を開閉する動弁機構と、
前記吸気ポートの上流端に接続されるスロットルボディと、
前記スロットルボディ内に設けられ、前記スロットルボディを開閉するスロットル弁と、
前記吸気ポート内に燃焼を噴射する燃料噴射弁と、を備える内燃機関において、
前記スロットル弁のアイドル運転時における前記吸気弁の閉状態での前記スロットル弁から前記吸気弁までの容積である吸気ポート内容積Ｖｐを、前記スロットル弁の吸入空気量制限の対象とされる前記シリンダの工程容積合計であるシリンダ工程容積Ｖｃで除した吸気ポート容積比Ｒｖが、
前記吸気弁(20)が開き始める吸気弁開時期から、前記ピストン(10)の吸気上死点までのクランク角量である吸気バルブオーバーラップ量θが、４５°〜５５°の範囲において、
Ｒｖ ＜ ０．６
の関係を満たすことを特徴とする内燃機関である。

前記したように構成されているので、吸気バルブオーバーラップ量θが、４５°〜５５°の範囲において、動弁機構のシステムを簡易なものとしコスト低減を図り、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図りつつ、出力性能も向上させることができる。

前記構成において、前記内燃機関のアイドル運転時における吸入空気量Ｖ_１を排気量Ｖ_０で除したアイドル運転時体積効率ηｖと、前記吸気ポート容積比Ｒｖが、
ηｖ ＜ Ｒｖ
の関係を満たすようにしてもよい。

吸気ポート容積比Ｒｖをアイドル運転時体積効率ηｖより大きくすることで、スロットル弁下流の吸気容積をアイドルで要求される吸入空気量Ｖ_１よりも大きくして、燃焼性能、排ガス性能および出力性能の向上を図りつつ、ドライバビリティを損なわずに両立することができる。

前記構成において、前記動弁機構を、バルブタイミングが変化しない固定バルブタイミング式動弁機構としてもよい。

前記構成によれば、バルブタイミングが変化しない固定バルブタイミング式動弁機構とすることにより、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図り、出力性能も向上させることができるとともに、可変バルブタイミング式動弁機構を不要として、動弁機構全体のシステムの簡易なものとして、製造コストの低減を図ることが可能となり、さらに回転速度限界を低下させることがない。

前記構成において、前記スロットルボディを、該スロットルボディの軸線が前記シリンダの軸線に対して０°以上６０°以下となるように配設し、前記吸気ポートの入口を、前記吸気弁に近接配置してもよい。

前記構成によれば、スロットルボディをシリンダ軸線に近付けることにより、シリンダヘッドをよりコンパクトにすることができるので、吸気ポート内容積Ｖｐを小さくし、吸気ポート容積比Ｒｖをより小さい値とし、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能をより向上させることができる。

前記構成において、前記吸気弁を、前記スロットルボディの軸線を挟んだ左右に一対設け、前記動弁機構は、前記排気弁側のカム軸に設けられた吸気カムにより、ロッカアームを介して前記吸気弁を駆動するようにしてもよい。

前記構成によれば、吸気弁が排気弁側に設けられた吸気カムにより、ロッカアームを介して駆動されるので、吸気弁を押圧するバルブリフタやこれを保持する機構が不要となるとともに、吸気弁吸気側のカム軸が不要となるので、吸気弁側の動弁室をコンパクトすることができ、スロットル弁および燃料噴射弁をシリンダヘッドにより近付ける配置が可能となり、吸気ポート内容積Ｖｐをより小さくすることができる。

前記構成において、前記吸気弁を、前記スロットルボディの軸線を挟んだ左右に一対設け、一対の前記吸気弁を閉方向に押圧するスプリングが収容されるそれぞれのバルブスプリング室の壁の間で構成される凹部に、前記吸気ポートと前記スロットルボディとを繋ぐ接続部材を配置してもよい。

前記構成によれば、シリンダヘッドの吸気ポートとスロットルボディとを繋ぐ接続部材を、吸気弁の開閉を制御する吸気カムが収容される動弁室の下壁と、吸気弁を閉方向に押圧するスプリングが収容されるバルブスプリング室の壁とで形成される凹部に配置したので、シリンダヘッドの吸気ポートとスロットルボディとの接続位置をより吸気弁側に近付けることが可能となり、吸気ポート内容積Ｖｐをより小さくすることができる。

前記構成において、前記スロットルボディに、前記吸気ポートと、前記動弁機構が収容される動弁室との間に、前記燃料噴射弁を配置してもよい。

前記構成によれば、スロットルボディは、吸気ポートと動弁室との間に燃料噴射弁を配置しているので、吸気ポートをよりコンパクトにすることができ、吸気ポート容積比Ｒｖをより低減することができる。

前記構成において、前記シリンダ工程容積Ｖｃを３００ｃｃ以下としてもよい。

前記構成によれば、シリンダ工程容積Ｖｃが３００ｃｃ以下の小型の内燃機関に適用することができる。

本発明によれば、動弁機構のシステムを簡易なものとしコスト低減を図り、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図りつつ、出力性能も向上させることができる。

本発明の第一の実施形態に係る内燃機関の縦断面図である。 図１の要部拡大図である。 図２のIII−III矢視断面図である。 吸気弁および排気弁のカムプロファイルを示した図である。 それぞれの吸気ポート容積比の内燃機関のクランク角における吸気ポート内圧を示した図である。 それぞれの吸気ポート容積比の内燃機関のクランク角における吸気弁を通過して吸気ポートに流入する排ガスの質量流量割合を示した図である。 吸気ポート容積比とＴＨＣ排出量との関係を示した図である。 吸気バルブオーバーラップ量θと吸気ポート容積比Ｒｖとの関係を示した図である。 本発明の第２の実施形態の内燃機関の要部縦断面図である。

以下、本発明に係る第一の実施の形態の内燃機関Ｅについて図１ないし図８に基づいて説明する。なお、本明細書の説明において、前後左右の向きは、本実施の形態に係る内燃機関Ｅが自動二輪車（不図示）に搭載された際の、自動二輪車の直進方向を前方とする通常の基準に従うものとし、図面において、ＦＲは前方を，ＲＲは後方を、ＬＨは左方を，ＲＨは右方を示すものとする。

内燃機関Ｅの縦断面図を図１に示す。内燃機関Ｅは、図１に示されるように、クランク軸６を収容するクランク室Ｃを形成するクランクケース１ｃと変速装置38を収容するミッション室Ｍを形成するミッションケース１ｍとが前後に一体的に形成されてユニットケース１を構成している。ユニットケース１自体は、上側ユニットケース１ａと下側ユニットケース１ｂとで構成される上下割りとなっている。

上側ユニットケース１ａの上部には、シリンダブロック部２が、幾らか前方に傾いて上方に延出形成され、同シリンダブロック部２の上にシリンダヘッド３が重ねられ、シリンダヘッド３の上にはヘッドカバー４が被せられる。ユニットケース１の下部には、オイルパン５が取り付けられている。

クランクケース１内には、クランク軸６が回転自在に支承されており、クランク軸６の後方に配設されるメイン軸７とカウンタ軸８の間に変速歯車機構Ｇが構成されており、カウンタ軸８は後輪（不図示）の回転軸との間にチェーン（不図示）が架け渡されクランク軸６の動力が後輪に伝達される。

シリンダブロック部２には上下に貫通するシリンダ９が形成され、シリンダ９内にピストン10が上下方向に摺動可能に嵌合されており、クランク軸６のクランクピン６ｐはコンロッド11を介してピストン10と連結されている。シリンダヘッド３には燃焼室12が形成されており、内燃機関Ｅの燃焼室12における燃焼エネルギーは、ピストン10の運動エネルギーへ変換され、これによりピストン10が上下動されて、コンロッド11を介してクランク軸６が回転駆動されるようになっている。内燃機関Ｅのシリンダ工程容積は、３００ｃｃに設定されている。

図３に示されるように、シリンダヘッド３には、前記燃焼室12の上壁面に開口する吸気弁口13および排気弁口14がそれぞれ２つずつ形成され、吸気弁口13と排気弁口14の略中央に位置するように点火プラグ(不図示)が挿入される点火プラグ孔15が開口している。吸気弁口13および排気弁口14はそれぞれシリンダヘッド３に形成された吸気ポート16および排気ポート17と連通している（図１参照）。

本内燃機関Ｅは、図２および図３に示されるように、一対の吸気弁口13のそれぞれに吸気弁口13を開閉するための吸気弁20が、一対の排気弁口14のそれぞれに排気弁口14を開閉するための排気弁21がそれぞれ配設されている。吸気弁20は、吸気ポート16から燃焼室12内への吸気の流れを制御し、排気弁21は、燃焼室12から排気ポート17への排気の流れを制御している。吸気弁20および排気弁21は、それぞれ傘部20ａ，21ａおよび軸部20ｂ，21ｂとからなっている。傘部20ａ、21ａはバルブシート22が圧入された吸気弁口13、排気弁口14を開閉する弁体であって、軸部20ｂ、21ｂは傘部20ａ、21ａから燃焼室12の外方に延び、シリンダヘッド３に嵌合されたバルブガイド23に摺動自在に嵌装されている。

吸気弁20および排気弁21の軸端部20ｃ、21ｃはバルブガイド23の上方に突出されており、この軸端部20ｃ、21ｃは、スプリングリテーナ24に保持されている。スプリングリテーナ24と、これと対向するようにシリンダヘッド３に設けられたバネ受け部25との間に、吸気弁20の軸部20ｂおよび排気弁21の軸部21ｂの周りを囲むようにコイル状弁スプリング26が圧縮状態で取り付けられており、該コイル状弁スプリング26により吸気弁20および排気弁21は常に閉弁方向に付勢されている。

吸気弁20および排気弁21の開閉作動をなすための動弁機構30が、シリンダヘッド３およびヘッドカバー４とで構成される動弁室35内に設けられている。動弁機構30は、バルブタイミングが変化しない固定バルブタイミング式動弁機構であって、カム軸31と、吸気ロッカアーム32と、吸気ロッカアーム32を回動自在に支承するロッカアーム軸33とを備えている。カム軸31には、吸気ロッカアーム32を揺動させる吸気カム31ａと、排気弁21の軸端部21ｃを、バルブリフタ34を介して押圧し排気弁21を開閉させる排気カム31ｂが一体に設けられている。

吸気ロッカアーム32はロッカアーム軸33に揺動自在に支承されている。吸気ロッカアーム32のカム側端部32ａは吸気カム31ａに当接しており、カム軸31が回動すると、吸気ロッカアーム32は吸気カム31ａのカムプロファイルに従って揺動され、吸気ロッカアーム32の弁側端部32ｂが吸気弁20の軸端部20ｃを押圧する。

カム軸36には被駆動ギア(不図示)が一体に回転されるよう設けられており、該被駆動ギヤと、クランク軸６と一体回転される駆動ギア(不図示)とに、カムチェーン(不図示)が架け渡されており、クランク軸６の回転にともないカム軸31が回転されるようになっている。カム軸31の回転にともない吸気カム31ａおよび排気カム31ｂが回動され、吸気ロッカアーム32が所定タイミングで揺動され、吸気弁口13および排気弁口14が所定のタイミングで開閉されるようになっている。

内燃機関Ｅでは、このような動弁機構30が採用されているので、排気弁21は、カム軸31に設けられた排気カム31ｂによりバルブリフタ34を介して直押しされ、吸気弁20は、吸気ロッカアーム32を介して押圧されるので、カム軸31を排気弁21側に寄せ、カム軸31を駆動するカムチェーンも排気弁21側に寄せるレイアウトとすることが可能となり、さらに吸気弁20にはバルブリフタや該バルブリフタを保持する部材が不要となり、吸気側の動弁室35をコンパクトにすることができる。

吸気側の動弁室35をコンパクトにすることにより、後述するスロットルボディ41を吸気弁20により近付けて配置することが可能となり、吸気ポート16の容積を縮小することができる。また、カム軸31を排気弁21側に寄せて配置したことにより、カムチェーンテンショナ（不図示）のシリンダヘッド３の外形線からの突出を抑制し、スロットルボディ41とカムチェーンテンショナとの干渉を防止して、吸気ポート16の容積をより縮小することが可能となる。

シリンダヘッド３の吸気ポート16の吸気流れにおける上流側には、スロットルボディ41、コネクティングチューブ45、エアクリーナ（不図示）が順次取り付けられて、吸気装置40を構成している。吸気ポート16の上流端は接続部材18を介して、スロットルボディ41の下流端が取り付けられている。接続部材18は、締付部材27，28により、吸気ポート16およびスロットルボディ41に固定されている。これらの吸気ポート16、スロットルボディ41、吸気装置40で吸気通路Ｐを構成する。

エアクリーナから取り入れられた外気が、吸気装置40、コネクティングチューブ45、スロットルボディ41、シリンダヘッド３の吸気ポート16からなる吸気通路Ｐ内に送られ、吸気通路Ｐの途中においてスロットルボディ41に挿入された燃料噴射弁44から噴射された噴霧燃料が混合されて混合気となり、吸気ポート16内に供給されて燃焼室12に送られるようになっている。

図１に示されるように、スロットルボディ41は、スロットルボディ軸線Ｌｓがシリンダ軸線Ｌｃに対して60度以下のシリンダヘッド３に近接する位置に配置されている。吸気ポート16の入口は、吸気弁20に近接配置されている。図３に示されるように、一対の吸気弁20および一対の排気弁21は、スロットルボディ軸線Ｌｓを挟んでそれぞれ左右に設けられている。

図２に示されるように、スロットルボディ41の内部には、吸気通路の吸気量を制限する開閉バタフライ式のスロットル弁42が、スロットル弁軸43を中心として回動するように取り付けられている。スロットル弁軸43は、スロットルボディ軸線Ｌｓ方向に対して直角に指向するように、回動自在にスロットルボディ41に支承され、図示されないスロットル弁開閉機構により所定の角度に開閉されるようになっている。

スロットルボディ41には、図１に示されるように、燃料噴射弁45が、シリンダ軸線Ｌｃとスロットルボディ軸線Ｌｓの間であって動弁室35と吸気ポート16間に位置するように、挿入されている。燃料噴射弁45は、図３に示されるように、一対の吸気弁20のそれぞれに向かって燃料を噴霧する。図２および図３には、吸気通路の吸気ポート16およびスロットルボディ41内に、燃料噴射弁45から噴霧される噴霧燃料のおおよその領域である燃料噴霧領域Ｆが、二点鎖線で囲われドットによりハッチングされた領域によって示されている。

燃料噴射弁45は、それぞれの吸気弁20近傍のバルブガイド23より下流の領域を狙って噴射するとともに、概ねバルブガイド23よりも上流の吸気ポート16の壁面に燃料が付着することを避ける噴霧コーン角および噴射方向に設定されており、吸気ポート壁面16ａへの燃料の付着を防いでいる。吸気ポート壁面16ａへの燃料噴霧の付着を防ぐことにより、燃料液膜となって燃焼室12内に流れ込むことが防止され、燃焼室12内での液滴燃焼を防いでＴＨＣ排出量を抑制し、排ガス性能を向上させることができる。

本実施の形態では、燃料噴射弁44は、スロットルボディ41に取り付けられ、吸気通路Ｐ内であってスロットル弁42より下流の領域に燃料を噴射するように設けられているが、スロットル弁42より上流の吸気通路Ｐ内に噴射するように、例えば燃料噴射弁44エアクリーナ等に設けて、吸気通路Ｐに噴射するようにしてもよい。

内燃機関Ｅについて、以下の用語を定義する。
吸気ポート内容積Ｖｐ（cc）とは、１つのスロットル弁42に接続されている全ての吸気ポートを含んで、閉状態の吸気弁20かアイドル運転時のスロットル弁42までの容積をいう。例えば、一つのスロットルボディ41に一つの吸気ポート16のみが接続され、この一つのスロットル弁42により吸気量が制御されている場合には、接続されているこの吸気ポート16の吸気弁20からスロットル弁までの容積を指し、一つのスロットルボディ41に複数の吸気ポート16が接続され、この一つのスロットル弁42により吸気量が制御されている場合には、接続されている全ての吸気ポート16の吸気弁20からスロットル弁までの容積を指している。吸気ポート内容積Ｖｐ（cc）の意味する、閉状態の吸気弁20かアイドル運転時のスロットル弁42までの容積は、閉状態の吸気弁20から閉状態のスロットル弁42までの容積と略同じ容積である。

シリンダ工程容積Ｖｃ（cc）とは、一つのスロットル弁42が吸入空気量を制御している全てのシリンダ９についての工程容積の合計をいう。例えば、気筒ごとにスロットル弁を持つ場合には、スロットル弁に対して単気筒分の工程容積を指し、一つのスロットル弁で２つのシリンダを制御する場合には、2気筒分の工程容積の合計を指している。

吸気ポート容積比Ｒｖとは、吸気ポート内容積Ｖｐ（cc）をシリンダ工程容積Ｖｃ（cc）で除したものをいう。

吸気バルブオーバーラップ量θとは、図４に示されるように、吸気弁20が開き始めたタイミング（以下吸気弁開時期という）から、ピストン10の吸気上死点までのクランク角量をいう。

本発明の一実施の形態の内燃機関Ｅは、吸気バルブオーバーラップ量θ（°）が、２０度〜４５度の範囲において、下記の条件を満たすように構成されている。
０ ＜ Ｒｖ ＜ ０．０００４３８×θ^２ − ０．０４０７×θ ＋ １．５５

さらに、吸気バルブオーバーラップ量θ（°）が、４５度〜５５度の範囲において、下記の条件を満たすように構成されている。
０ ＜ Ｒｖ ＜ ０．６

内燃機関Ｅが前記条件を満たすことにより、吸気系への排ガスの逆流を抑制し、排ガス性能の向上を図り、出力性能との両立が可能となることについて、以下詳細に説明する。

図４に、内燃機関Ｅの吸気弁20および排気弁21のそれぞれのカムプロファイルについて、横軸をクランク角α（°）とし、縦軸をバルブリフト量Ｈとして示している。吸気弁20と排気弁21とは同時に開いた状態となるオーバーラップ期間があるが、本発明においては、吸気弁開時期のクランク角α１から、内燃機関Ｅの吸気上死点におけるクランク角α２までのクランク角量に着目し、このクランク角量を吸気バルブオーバーラップ量θ（°）と定義し、図４にその領域を示している（以下、図面では、吸気上死点をＯＬＴと表している）。この吸気バルブオーバーラップ量θ（°）は、ピストン10の上昇途中から吸気上死点までの間のクランク角量であるので、シリンダ９内の排ガスが排気されつつ吸気弁20が開いている状態で、吸気弁20から排ガスが吸気ポート16内に逆流する可能性のあるクランク角量を示している。

次に、吸気ポート容積比Ｒｖがそれぞれ０．５３、０．６９、０．８６、１．３である各種内燃機関について、アイドル運転時において、クランク角αにおける吸気ポート内圧Ｐｉ（ｋＰａ）および排気ポート内圧Ｐｅ（ｋＰａ）を計測し、図５に、横軸をクランク角α（°）、縦軸を吸気ポート内圧Ｐｉ（ｋＰａ）、排気ポート内圧Ｐｅ（ｋＰａ）として、吸気ポート容積比Ｒｖが異なるそれぞれの内燃機関ごとに示した。

図５を参照すると、吸気ポート内圧Ｐｉの圧力変化は、吸気行程で膨張し、吸気下死点（以下、図面では、吸気下死点をＢＤＣと表している）で最小値を取り、吸気弁20が閉じた後、スロットル弁42およびスロー系からの供給により徐々に圧力が回復する。吸気弁20が開くタイミングで未だ大気圧に対して負圧である。このとき、吸気弁20と排気弁21の開状態のオーバーラップが存在するため、吸気ポート16、シリンダ９、排気ポート17が連通された状態になり、吸気弁20が開き始めるとともに、排気ポート内圧Ｐｅとの圧力差から吸気ポート16内に排ガスが逆流する。

吸気ポート容積比Ｒｖを小さくしていくと、吸気下死点での吸気ポート内圧Ｐｉがより低下するが、吸気ポート16内に流入する新気による圧力上昇勾配が大きくなり、その結果同じ吸入空気量でも、吸気弁開時期における吸気ポート内圧Ｐｉが上昇している。このため、排気ポート内圧Ｐｅと吸気ポート内圧Ｐｉとの圧力差が小さくなることがわかる。また、吸気ポート内容積Ｖｐの縮小は、より少ない排ガスの逆流量で圧量が排気ポート内圧Ｐｅと平衡状態になるため、さらに排ガスの逆流量は低減される。この結果、排ガスの逆流が抑制される。

前述の各種の吸気ポート容積比Ｒｖの内燃機関について、吸気上死点付近において、クランク角α（°）における、吸気弁20を通過してシリンダ９から吸気ポート16内に逆流する排ガスの質量流量割合Ｒmf（ｇ/ｓ）を計算した。質量流量割合とは、単位時間当たりに与えられた面を通過する物質の質量を表したものである。この実験結果を、クランク角α（°）を横軸にし、逆流する排ガスの質量流量割合Ｒmf（ｇ/ｓ）を縦軸にして、図６に示した。

図６を参照すると、吸気弁20が開き始めた時期から吸気上死点までの間は、吸気ポート容積比Ｒｖが小さい程、逆流する排ガスの質量流量割合Ｒmfが小さくなることがわかる。

このとき、吸気弁20の開角が吸気上死点の略４０°前から逆流を開始し、吸気上死点付近で逆流が終了する。この関係は、吸気上死点付近の吸気ポート内圧Ｐｉが上昇し、排気ポート内圧Ｐｅと平衡状態になるまでの時間、つまり吸気弁20が開くタイミングとアイドル時のエンジン回転数、つまりは吸気オーバーラップ期間中の時間で規制される。

従来技術のバルブオーバーラップ期間を短縮することによる排ガス逆流の抑制は、吸気弁の開くタイミングが、本実施例の内燃機関Ｅの吸気弁20が開くタイミング以降になる為、吸気ポート内圧Ｐｉは排気ポート内圧Ｐｅと平衡状態に到達することなく吸気行程へと移り、結果排気の逆流量が抑制される。この従来技術の効果は、吸気バルブオーバーラップ量θが小さい程効果が高く、吸気バルブオーバーラップ量θがゼロとなる状態で最大の効果を発揮する。然るに本発明の効果は、従来技術の効果が得られなくなる、吸気弁開時期が吸気上死点の略４０°前よりも前の、吸気バルブオーバーラップ量θが４０°以上の内燃機関において、最も享受される。また、吸気バルブオーバーラップ量θがこれ以下の場合は、吸気ポート内容積Ｖｐとのトレードオフの関係になる。

次に、吸気弁開弁開始時期が吸気上死点前４３°であって、吸気ポート容積比Ｒｖ違いの各種内燃機関について、全炭化水素排出量（以下ＴＨＣ排出量と表す）を計測する実験を行った。

この実験結果について、横軸を吸気ポート容積比Ｒｖ、縦軸をＴＨＣ排出量としてプロットしたものを図７に示した。このグラフを見ると、吸気ポート容積比Ｒｖが０．７以下のあたりからＴＨＣ排出量が改善していき、特に０．６以下での改善が顕著である。つまり吸気ポート容積比Ｒｖが０．６〜０．７の範囲に、ＴＨＣ排出量の改善のいわゆる変曲点（以下ＴＨＣ排出量改善変曲点という。）が存在するといえる。よって、吸気ポート容積比Ｒｖが０．６以下となるように内燃機関を設計することで排ガス性の向上を図ることができる。さらにこの変曲点において、内燃機関Ｅの残留排気ガス割合を計測すると、２７パーセント程度であることが判明したので、残留排気ガス割合が２７パーセント以下となるように内燃機関を設計することで排ガス性の向上を図ることができる。

図７では、吸気弁開時期が吸気上死点前４３°であり吸気ポート容積比Ｒｖ違いの各種内燃機関についてＴＨＣ排出量改善変曲点を求めたが、吸気弁開時期が、吸気上死点前２３°、２７°、３３°、３８°の各条件で、吸気ポート容積比Ｒｖ違いの各種内燃機関について、残留排気ガス割合が２７パーセントとなる吸気ポート容積比Ｒｖの要求値の計算を行い、それぞれのＴＨＣ排出量改善変曲点を求めた。

図７に、吸気バルブオーバーラップ量θを横軸とし、吸気ポート容積比Ｒｖを縦軸としたグラフを示している。このグラフに、前述の結果のＴＨＣ排出量改善変曲点をプロットし、これらのプロットした点を通る曲線を示した。この曲線を、吸気バルブオーバーラップ量θと、吸気ポート容積比Ｒｖとで表すと、以下の式１で表すことができる。

Ｒｖ ＝ ０．０００４３８×θ^２ − ０．０４０７×θ ＋ １．５５ （式１）

式１で示された曲線は、ＴＨＣ排出量改善変曲点が連なった曲線であるので、この曲線より上の領域はＴＨＣ排出量が増大する領域であり、曲線より下の領域はＴＨＣ排出量が減少する領域であるとわかる。

これによると、吸気バルブオーバーラップ量θが２０°〜４５°の間の内燃機関において、吸気バルブオーバーラップ量θが小さい場合においては、排ガスの逆流期間が短くなるため、排ガスの逆流量も減少し、ＴＨＣ排出量改善のために必要な吸気ポート容積比Ｒｖが拡大される関係にある。

以上より、吸気バルブオーバーラップ量θが、２０°〜４５°の範囲において、
０ ＜ Ｒｖ ＜ ０．０００４３８ ×θ^２ - ０．０４０７×θ ＋ １．５５
の関係を満たす内燃機関では、排ガス性能が向上することがわかる。

さらに、吸気バルブオーバーラップ量θが、４５°〜５５°の範囲においては、吸気ポート容積比Ｒｖが、略０．６の値に収束する。

よって、吸気バルブオーバーラップ量θが、４５°〜５５°の範囲において、
０ ＜ Ｒｖ ＜ ０．６
の関係を満たす内燃機関では、排ガス性能が向上することがわかる。

次に吸気ポート容積比Ｒｖの下限について考察する。スロットル弁42の下流の吸気ポート内容積Ｖｐが、内燃機関Ｅのアイドル運転時で要求される吸気弁20からシリンダ９内に流入する吸入空気量Ｖ_１より小さくなると、スロットル弁42の下流の圧力は大気圧以上にはならないため、スロットル弁開度を大きくするか、スロー系の流量を大きくして、吸気ポート内圧Ｐｉを吸気弁開時期までに大気圧に上げつつ、吸気行程中にスロットル弁42等から流入する吸入空気量Ｖ_１を大きくする必要が出てくる。このような吸気弁20の全閉状態でも、吸気弁開時期に吸気ポート内圧Ｐｉが大気圧まで上昇している状態では、スロットル弁42の全閉状態と微開状態との間に明確な差が存在せず、例えば運転者が全閉減速運転状態から加速に入った際、もしくは微開状態から全閉減速運転状態に移行した際には、運転者のスロットル操作に対して敏感に反応するようになり、ひいてはドライバビリティの悪化につながる。かかる理由により、吸気ポート容積比Ｒｖは、アイドル運転時における空気吸入量Ｖ_１を、シリンダ９内の行程容積である排気量Ｖ_０で除したアイドル運転時体積効率ηｖ以上を必要とする。

以上より吸気ポート容積比Ｒｖは、アイドル運転時体積効率ηｖ以上とすることで、内燃機関としての性能要求を損なうことなく、排ガス性能の両立に貢献する。

本発明の第一の実施の形態の内燃機関Ｅは、前記したように構成されているので、以下のような効果を奏する。

本発明の第一の実施の形態は、スロットル弁42のアイドル運転時における吸気弁20の閉状態でのスロットル弁42から吸気弁20までの容積である吸気ポート内容積Ｖｐを、スロットル弁42の吸入空気量制限対象とするシリンダの工程容積合計であるシリンダ工程容積Ｖｃで除した吸気ポート容積比Ｒｖと、
吸気弁開時期から吸気上死点までのクランク角量である吸気バルブオーバーラップ量θと、が、
吸気バルブオーバーラップ量θが、２０°〜４５°の範囲において、
０ ＜ Ｒｖ ＜ ０．０００４３８×θ^２ − ０．０４０７×θ ＋ １．５５
の関係を満たしているので、動弁機構30のシステムを簡易なものとしコスト低減を図り、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図りつつ、出力性能も向上させることができる。

さらに、吸気バルブオーバーラップ量θが、４５°〜５５°の範囲において、
０ ＜ Ｒｖ ＜ ０．６
の関係を満たしているので、この吸気バルブオーバーラップ量θの範囲においても、動弁機構30のシステムを簡易なものとしコスト低減を図り、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図りつつ、出力性能も向上させることができる。

スロットル弁下流の吸気容積をアイドルで要求される吸気量よりも大きくして、吸気ポート容積比Ｒｖをアイドル運転時体積効率ηｖより大きくすることで、燃焼性能、排ガス性能および出力性能の向上を図りつつ、ドライバビリティを損なうことなく両立することができる。

動弁機構30を、バルブタイミングが変化しない固定バルブタイミング式動弁機構とすることにより、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能の向上を図り、出力性能も向上させることができるとともに、可変バルブタイミング式動弁機構を不要として、動弁機構30全体のシステムの簡易なものとして、製造コストの低減を図ることが可能となり、さらに回転速度限界を低下させることがない。

スロットルボディ41は、該スロットルボディ軸線Ｌｓが、シリンダ軸線Ｌｃに対して０°以上６０°以下となるように配設され、吸気ポート16の入口を、吸気弁20に近接配置しているので、スロットルボディ41をシリンダ軸線Ｌｃに近付けることにより、シリンダヘッド３をよりコンパクトにすることができるので、吸気ポート内容積Ｖｐを小さくし、吸気ポート容積比Ｒｖをより小さい値とし、吸気系への燃焼ガスの逆流を抑制して燃焼性能および排ガス性能をより向上させることができる。

吸気弁20は、スロットルボディ軸線Ｌｓを挟んで左右に一対設けられ、動弁機構30は、排気弁21側のカム軸31に設けられた吸気カム31ａにより、吸気ロッカアーム32を介して吸気弁20を駆動されるので、吸気弁20を押圧するバルブリフタやこれを保持する機構が不要となるとともに、吸気弁20側のカム軸が不要となるので、吸気弁20側の動弁室35がコンパクトになり、スロットル弁42および燃料噴射弁45をシリンダヘッド３により近付ける配置が可能になり、吸気ポート内容積Ｖｐをより小さくすることができる。

スロットルボディ41は、吸気ポート16と動弁室35との間に、燃料噴射弁45を備えているので、吸気ポート16をよりコンパクトにすることができ、吸気ポート容積比Ｒｖをより低減することができる。

シリンダ工程容積Ｖｃを３００ｃｃ以下としているので、小型の内燃機関に適用することができる。

次に、本発明に係る第２の実施の形態の内燃機関Ｅ２について、図に基づいて説明する。第１の実施の形態と同じ構成には、同じ符号を付して説明する。

第１の実施の形態の内燃機関Ｅの動弁機構30は、排気弁21はカム軸31に設けられた排気カム31ｂに直押しされ、吸気弁20は吸気ロッカアーム32を介して押されるようになっているが、第２の実施形態の内燃機関Ｅ２の動弁機構50は、ＤＯＨＣ式が採用され、吸気カム軸51と、排気カム軸52を備え、吸気弁20は吸気カム軸51に設けられた吸気カム51ａに、排気弁21は排気カム軸52に設けられた排気カム52ａに、それぞれバルブリフタ53を介して直押しされるようになっている。

内燃機関Ｅ２のシリンダヘッド55には、吸気弁20を閉方向に押圧するコイル状弁スプリング26が収容されるバルブスプリング室57が、吸気弁20ごとに一対設けられている。吸気ポート16とスロットルボディ41とを繋ぐ接続部材60は、一対のバルブスプリング室57のそれぞれの壁部57ａの間で構成される凹部55ｃに配置されている。接続部材60は、締付部材61，62により、吸気ポート16およびスロットルボディ41に固定されている。

第２の実施の形態の内燃機関Ｅ２では、吸気弁20を、スロットルボディ軸線Ｌｓを挟んで左右に一対設け、一対の吸気弁20，20を閉方向に押圧するコイル状弁スプリング26，26が収容されるそれぞれのバルブスプリング室57，57の壁57ａ，57ａとで形成される凹部58に、吸気ポート16とスロットルボディ41とを繋ぐ接続部材を60配置しているので、ＤＯＨＣ式の動弁機構を採用することにより、動弁室56のコンパクト化を図ることができなくとも、それぞれのバルブスプリング室57，57の壁57ａ，57ａとで挟まれて形成される凹部58内に、接続部材60を配置して、吸気ポート16とスロットルボディ41との接続位置をより吸気弁20側に近付けることが可能となり、吸気ポート内容積Ｖｐをより小さくすることができる。

以上、本発明の実施の形態について詳細に説明したが、本発明は前記した実施の形態に限定されるものではなく、その他種々の変更が可能である。また、本発明の内燃機関は、自動二輪車に限定されず他種の鞍乗型車両にも幅広く適用することができる。

Ｅ…内燃機関、Ｖｐ…吸気ポート内容積、Ｖｃ…シリンダ工程容積、Ｒｖ…吸気ポート容積比、θ…吸気バルブオーバーラップ量、ηｖ…アイドル運転時体積効率、Ｌｃ…シリンダ軸線、Ｌｓ…スロットルボディ軸線、
９…シリンダ、10…ピストン、12…燃焼室、16…吸気ポート、17…排気ポート、20…吸気弁、21…排気弁、26…コイル状弁スプリング、30…動弁機構、31…カム軸、31ａ…吸気カム、32…ロッカアーム、35…動弁室、41…スロットルボディ、42…スロットル弁、45…燃料噴射弁、
50…動弁機構、55…シリンダヘッド、55ａ…動弁室壁、55ｂ…バルブスプリング室壁、55ｃ…凹部、56…動弁室、57…バルブスプリング室、60…接続部材。

Claims (9)

1. シリンダ(9)と、前記シリンダ(9)内を摺動するピストン(10)と、
   燃焼室(12)と接続される吸気ポート(16)および排気ポート(17)と、
   前記吸気ポート(16)に設けられ前記燃焼室(12)を開閉する吸気弁(20)と、前記排気ポート(17)に設けられ前記燃焼室(12)を開閉する排気弁(21)と、
   前記吸気弁(20)および前記排気弁(21)を開閉する動弁機構(30)と、
   前記吸気ポート(16)の上流端に接続されるスロットルボディ(41)と、
   前記スロットルボディ(41)内に設けられ、前記スロットルボディ(41)を開閉するスロットル弁(42)と、
   前記吸気ポート(16)内に燃焼を噴射する燃料噴射弁(45)と、を備える内燃機関において、
   前記スロットル弁(42)のアイドル運転時における前記吸気弁(20)の閉状態での前記スロットル弁(42)から前記吸気弁(20)までの容積である吸気ポート内容積Ｖｐを、前記スロットル弁(42)の吸入空気量制限の対象とされる前記シリンダ(９)の工程容積合計であるシリンダ工程容積Ｖｃで除した吸気ポート容積比Ｒｖと、
   前記吸気弁(20)が開き始める吸気弁開時期から、前記ピストン(10)の吸気上死点までのクランク角量である吸気バルブオーバーラップ量θ（°）と、が、
   前記吸気バルブオーバーラップ量θ（°）が、２０°〜４５°の範囲において、
   Ｒｖ ＜ ０．０００４３８×θ^２ − ０．０４０７×θ ＋ １．５５
   の関係を満たすことを特徴とする内燃機関。
2. シリンダ(9)と、前記シリンダ(9)内を摺動するピストン(10)と、
   燃焼室(12)と接続される吸気ポート(16)および排気ポート(17)と、
   前記吸気ポート(16)に設けられ前記燃焼室(12)を開閉する吸気弁(20)と、前記排気ポート(17)に設けられ前記燃焼室(12)を開閉する排気弁(21)と、
   前記吸気弁(20)および前記排気弁(21)を開閉する動弁機構(30)と、
   前記吸気ポート(16)の上流端に接続されるスロットルボディ(41)と、
   前記スロットルボディ(41)内に設けられ、前記スロットルボディ(41)を開閉するスロットル弁(42)と、
   前記吸気ポート(16)内に燃焼を噴射する燃料噴射弁(45)と、を備える内燃機関において、
   前記スロットル弁(42)のアイドル運転時における前記吸気弁(20)の閉状態での前記スロットル弁(42)から前記吸気弁(20)までの容積である吸気ポート内容積Ｖｐを、前記スロットル弁(42)の吸入空気量制限の対象とされる前記シリンダ(９)の工程容積合計であるシリンダ工程容積Ｖｃで除した吸気ポート容積比Ｒｖが、
   前記吸気弁(20)が開き始める吸気弁開時期から、前記ピストン(10)の吸気上死点までのクランク角量である吸気バルブオーバーラップ量θ（°）が、４５°〜５５°の範囲において、
   Ｒｖ ＜ ０．６
   の関係を満たすことを特徴とする内燃機関。
3. 前記内燃機関(E)のアイドル運転時における吸入空気量Ｖ_１を排気量Ｖ_０で除したアイドル運転時体積効率ηｖと、前記吸気ポート容積比Ｒｖが、
   ηｖ ＜ Ｒｖ
   の関係を満たすことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の内燃機関。
4. 前記動弁機構(30,50)は、バルブタイミングが変化しない固定バルブタイミング式動弁機構であることを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれか１項に記載の内燃機関。
5. 前記スロットルボディ(41)は、該スロットルボディ(41)の軸線(Ls)が前記シリンダ(9)の軸線(Lc)に対して６０°以下となるように配設され、
   前記吸気ポート(16)の入口は、前記吸気弁(20)に近接配置されることを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれかに記載の内燃機関。
6. 前記吸気弁(20)は、前記スロットルボディ(41)の軸線を挟んだ左右に一対設けられ、
   前記動弁機構(30)は、前記排気弁(21)側のカム軸(31)に設けられた吸気カム(31a)により、ロッカアーム(32)を介して前記吸気弁(20)を駆動することを特徴とする請求項１ないし請求項５のいずれかに記載の内燃機関。
7. 前記吸気弁(20,20)は、前記スロットルボディ(41)の軸線(Ls)を挟んだ左右に一対設けられ、
   一対の前記吸気弁(20,20)を閉方向に押圧するスプリング(26,26)が収容されるそれぞれのバルブスプリング室(57,57)の壁(57a,57a)の間で構成される凹部(58)に、前記吸気ポート(16)と前記スロットルボディ(41)とを繋ぐ接続部材(60)が配置されることを特徴とする請求項１ないし請求項６のいずれかに記載の内燃機関。
8. 前記スロットルボディ(41)は、前記吸気ポート(16)と、前記動弁機構(30)が収容される動弁室(35)との間に、前記燃料噴射弁(45)を配置することを特徴とする請求項１ないし請求項７のいずれかに記載の内燃機関。
9. 前記シリンダ工程容積Ｖｃが３００ｃｃ以下であることを特徴とする請求項１ないし請求項８のいずれかに記載の内燃機関。

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