JP3236654B2 - 機械式過給機付エンジン - Google Patents
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- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0223—Variable control of the intake valves only
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- F02D15/04—Varying compression ratio by alteration of volume of compression space without changing piston stroke
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
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- Supercharger (AREA)
- Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)
- Valve Device For Special Equipments (AREA)
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、機械式過給機およびイ
ンタークーラを備えたエンジンであって幾何学的圧縮比
を高圧縮比化した機械式過給機付エンジンに関するもの
である。
ンタークーラを備えたエンジンであって幾何学的圧縮比
を高圧縮比化した機械式過給機付エンジンに関するもの
である。
【０００２】
【従来の技術】従来から、過給機によって吸気を過給す
るようにしたエンジンは種々知られている。この種の過
給機付エンジンで、幾何学的圧縮比の高圧縮比化、およ
び吸気弁の遅閉じにより燃費ならびに出力性能の向上を
図るようにしたものとしては、例えば特開昭６３−２３
９３１２号公報に開示のものがある。このものでは、過
給機付エンジンにおけるエンジンの幾何学的圧縮比を
８．５以上に設定するとともに、バルブリフト量１mmを
もって定義した吸気弁閉時期を下死点よりクランク角で
５０ｄｅｇ以上に遅らせることにより、エンジンのサイ
クル効率の向上、ノッキング抑制、排気温度上昇抑制等
を図っている。さらに、オーバラップを大きくすること
により掃気効果で耐ノック性等が向上されることが開示
されている。
るようにしたエンジンは種々知られている。この種の過
給機付エンジンで、幾何学的圧縮比の高圧縮比化、およ
び吸気弁の遅閉じにより燃費ならびに出力性能の向上を
図るようにしたものとしては、例えば特開昭６３−２３
９３１２号公報に開示のものがある。このものでは、過
給機付エンジンにおけるエンジンの幾何学的圧縮比を
８．５以上に設定するとともに、バルブリフト量１mmを
もって定義した吸気弁閉時期を下死点よりクランク角で
５０ｄｅｇ以上に遅らせることにより、エンジンのサイ
クル効率の向上、ノッキング抑制、排気温度上昇抑制等
を図っている。さらに、オーバラップを大きくすること
により掃気効果で耐ノック性等が向上されることが開示
されている。
【０００３】また、特開平３−１３８４１６号公報に
も、過給機付エンジンにおけるエンジンの幾何学的圧縮
比を８．５以上に設定するとともに、バルブリフト量１
mmをもって定義した吸気弁閉時期を下死点よりクランク
角で５０ｄｅｇ以上に遅らせるようにしたものが開示さ
れている。
も、過給機付エンジンにおけるエンジンの幾何学的圧縮
比を８．５以上に設定するとともに、バルブリフト量１
mmをもって定義した吸気弁閉時期を下死点よりクランク
角で５０ｄｅｇ以上に遅らせるようにしたものが開示さ
れている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】この種の過給機付エン
ジンにおいては、次のような点で、吸気弁閉時期、過給
機の過給性能および吸・排気弁の開弁オーバラップ期間
等について改善すべき点が残されていた。
ジンにおいては、次のような点で、吸気弁閉時期、過給
機の過給性能および吸・排気弁の開弁オーバラップ期間
等について改善すべき点が残されていた。
【０００５】吸気弁の閉時期を遅くする吸気遅閉じを行
うことはノッキングを回避して低速高負荷域の出力性能
向上等に有利となり、またこの吸気遅閉じに加えてエン
ジンの幾何学的圧縮比を大きくすることは、膨張比増大
により排気温度上昇を抑制して高速高負荷域の出力性能
向上等に有利となる。そして、エンジンの幾何学的圧縮
比を高めるとそれに見合うように吸気遅閉じをより増大
することが望ましい。ただし、吸気遅閉じを増大する
と、高負荷時の充填量確保のため過給圧を高める必要が
あって、必要過給圧が大幅に高くなることがあるが、タ
ーボ過給機やルーツ式過給機等では、入口側圧力と出口
側圧力との圧力比が比較的低く（１．８以下）、高過給
が困難である。
うことはノッキングを回避して低速高負荷域の出力性能
向上等に有利となり、またこの吸気遅閉じに加えてエン
ジンの幾何学的圧縮比を大きくすることは、膨張比増大
により排気温度上昇を抑制して高速高負荷域の出力性能
向上等に有利となる。そして、エンジンの幾何学的圧縮
比を高めるとそれに見合うように吸気遅閉じをより増大
することが望ましい。ただし、吸気遅閉じを増大する
と、高負荷時の充填量確保のため過給圧を高める必要が
あって、必要過給圧が大幅に高くなることがあるが、タ
ーボ過給機やルーツ式過給機等では、入口側圧力と出口
側圧力との圧力比が比較的低く（１．８以下）、高過給
が困難である。
【０００６】また、過給圧が高められると、開弁オーバ
ラップ期間中の掃気性能が高められる反面、吸気側から
排気側への混合気の吹き抜けによるＨＣ排出量の増大を
招き易くなるという懸念がある。
ラップ期間中の掃気性能が高められる反面、吸気側から
排気側への混合気の吹き抜けによるＨＣ排出量の増大を
招き易くなるという懸念がある。
【０００７】本発明は、上記の事情に鑑み、エンジンの
幾何学的圧縮比の高圧縮比化および吸気遅閉じの増大と
ともに、過給性能を高めて高過給を行うことにより、出
力性能および燃費を大幅に向上し、しかも、ＨＣ排出量
の増大を防止することができる機械式過給機付エンジン
を提供することを目的とする。
幾何学的圧縮比の高圧縮比化および吸気遅閉じの増大と
ともに、過給性能を高めて高過給を行うことにより、出
力性能および燃費を大幅に向上し、しかも、ＨＣ排出量
の増大を防止することができる機械式過給機付エンジン
を提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、第１の発明（請求項１記載）は、機械式過給機と、
この機械式過給機の下流に配置されたインタクーラとを
備え、かつ、エンジンの幾何学的圧縮比を８．５以上の
高圧縮比に設定した機械式過給機付エンジンにおいて、
上記機械式過給機を、その入口圧力と出口圧力との圧力
比が１．８を超える内部圧縮型機械式過給機とする一
方、バルブリフト量１mmの位置まで閉じる時点をもって
定義し下死点からのクランク角で表した吸気弁閉時期Ｙ
が５０〜１００ｄｅｇであるという条件と、バルブリフ
ト量０mmを基準とした場合の吸・排気弁の開弁オーバラ
ップ期間がクランク角で１７ｄｅｇ以下であるという条
件と、上記吸気弁閉時期Ｙとバルブリフト量１mmを基準
とした場合の吸・排気弁の開弁オーバラップ期間Ｘとの
関係が、 Ｙ≦−２．５Ｘ−７．５ という条件とを満足する範囲の中で、 Ｙ≧−１．７５Ｘ＋１０ となる部分を除く範囲内に、吸気弁閉時期及び開弁オー
バラップ期間を設定した ものである。
に、第１の発明（請求項１記載）は、機械式過給機と、
この機械式過給機の下流に配置されたインタクーラとを
備え、かつ、エンジンの幾何学的圧縮比を８．５以上の
高圧縮比に設定した機械式過給機付エンジンにおいて、
上記機械式過給機を、その入口圧力と出口圧力との圧力
比が１．８を超える内部圧縮型機械式過給機とする一
方、バルブリフト量１mmの位置まで閉じる時点をもって
定義し下死点からのクランク角で表した吸気弁閉時期Ｙ
が５０〜１００ｄｅｇであるという条件と、バルブリフ
ト量０mmを基準とした場合の吸・排気弁の開弁オーバラ
ップ期間がクランク角で１７ｄｅｇ以下であるという条
件と、上記吸気弁閉時期Ｙとバルブリフト量１mmを基準
とした場合の吸・排気弁の開弁オーバラップ期間Ｘとの
関係が、 Ｙ≦−２．５Ｘ−７．５ という条件とを満足する範囲の中で、 Ｙ≧−１．７５Ｘ＋１０ となる部分を除く範囲内に、吸気弁閉時期及び開弁オー
バラップ期間を設定した ものである。
【０００９】第２の発明（請求項２記載）は、第１の発
明において、幾何学的圧縮比を９〜１５の範囲内とした
ものである。
明において、幾何学的圧縮比を９〜１５の範囲内とした
ものである。
【００１０】
【００１１】第３の発明（請求項３記載）は、第１又は
第２の発明において、吸気弁および排気弁の各開閉時期
をエンジンの全運転域にわたって一定としたものであ
る。
第２の発明において、吸気弁および排気弁の各開閉時期
をエンジンの全運転域にわたって一定としたものであ
る。
【００１２】なお、吸気弁および排気弁の開閉時期につ
いて一般にその定義が統一されていないため、上記各発
明の説明の中で定義している。吸気弁閉時期等をバルブ
リフト１mm時をもって定義しているのは、吸気行程中の
吸入空気量や排気行程中のガス排出量との関係では有効
に吸・排気が行われる期間を特定するものとしてバルブ
リフト１mm時が妥当だからであり、また第１の発明の中
で吸・排気弁の開弁オーバラップ量をバルブリフト０mm
時をもって定義しているのは、微小開度でも高過給状態
での吸・排気弁の開弁オーバラップ期間中の掃気性や吹
き抜けには影響するからである。また、上記幾何学的圧
縮比とは、シリンダのピストン下死点での容積と隙間容
積（上死点での容積）との比をいう。
いて一般にその定義が統一されていないため、上記各発
明の説明の中で定義している。吸気弁閉時期等をバルブ
リフト１mm時をもって定義しているのは、吸気行程中の
吸入空気量や排気行程中のガス排出量との関係では有効
に吸・排気が行われる期間を特定するものとしてバルブ
リフト１mm時が妥当だからであり、また第１の発明の中
で吸・排気弁の開弁オーバラップ量をバルブリフト０mm
時をもって定義しているのは、微小開度でも高過給状態
での吸・排気弁の開弁オーバラップ期間中の掃気性や吹
き抜けには影響するからである。また、上記幾何学的圧
縮比とは、シリンダのピストン下死点での容積と隙間容
積（上死点での容積）との比をいう。
【００１３】
【作用】本発明の構成によると、吸気遅閉じにより低負
荷時のポンピングロスが低減されるとともに、上記幾何
学的圧縮比が高いことと吸気遅閉じ量が大きいこととで
低速高負荷域でのノッキング防止および高速高負荷域で
の排気温度上昇防止が図られつつ、高過給とされること
で出力性能が大幅に高められる。しかも、上記オーバラ
ップ期間が小さいことでＨＣ排出量が低減され、また高
過給により小さなオーバラップ期間においても掃気性能
が高められる。
荷時のポンピングロスが低減されるとともに、上記幾何
学的圧縮比が高いことと吸気遅閉じ量が大きいこととで
低速高負荷域でのノッキング防止および高速高負荷域で
の排気温度上昇防止が図られつつ、高過給とされること
で出力性能が大幅に高められる。しかも、上記オーバラ
ップ期間が小さいことでＨＣ排出量が低減され、また高
過給により小さなオーバラップ期間においても掃気性能
が高められる。
【００１４】また、バルブタイミングが固定タイミング
であっても、上記オーバラップ期間が小さいことによ
り、低負荷域で排気の吹き返しが抑制される。
であっても、上記オーバラップ期間が小さいことによ
り、低負荷域で排気の吹き返しが抑制される。
【００１５】
【実施例】本発明の実施例を図面に基づいて説明する。
図１は本発明の一実施例による機械式過給機付エンジン
の概略を示している。この図において、エンジン本体１
の各気筒の燃焼室２には、吸気通路３の下流端側の吸気
ポートおよび排気通路４の上流端側の排気ポートが開口
し、これらのポートに吸気弁５および排気弁６が装備さ
れている。これら吸気弁５および排気弁６は、図外の動
弁機構により後述のような所定のタイミングで開閉され
るようになっている。
図１は本発明の一実施例による機械式過給機付エンジン
の概略を示している。この図において、エンジン本体１
の各気筒の燃焼室２には、吸気通路３の下流端側の吸気
ポートおよび排気通路４の上流端側の排気ポートが開口
し、これらのポートに吸気弁５および排気弁６が装備さ
れている。これら吸気弁５および排気弁６は、図外の動
弁機構により後述のような所定のタイミングで開閉され
るようになっている。
【００１６】上記吸気通路３の途中には、機械式過給機
１０が設けられている。この機械式過給機は、とくに、
入口と出口との絶対圧力比が１．８を超える内部圧縮型
であり、図示の実施例では、一対のねじロータからなる
所謂リショルム型過給機が用いられている。そしてこの
機械式過給機１０は、プーリ１１および駆動ベルト１２
を介して図外のクランク軸に連動されている。
１０が設けられている。この機械式過給機は、とくに、
入口と出口との絶対圧力比が１．８を超える内部圧縮型
であり、図示の実施例では、一対のねじロータからなる
所謂リショルム型過給機が用いられている。そしてこの
機械式過給機１０は、プーリ１１および駆動ベルト１２
を介して図外のクランク軸に連動されている。
【００１７】吸気通路３における上記機械式過給機１０
の上流にはスロットル弁１３が設けられ、スロットル弁
１３の上流には吸入空気量を検出するエアフローメータ
１４が設けられており、さらに吸気通路３の上流端部に
はエアクリーナ１５が設けられている。
の上流にはスロットル弁１３が設けられ、スロットル弁
１３の上流には吸入空気量を検出するエアフローメータ
１４が設けられており、さらに吸気通路３の上流端部に
はエアクリーナ１５が設けられている。
【００１８】一方、機械式過給機１０の下流にはインタ
ークーラ１６が設けられている。インタークーラ１６の
下流の吸気通路３にはサージタンク１７が設けられてい
る。また、吸気通路３に対し、上記機械式過給機１０お
よびインタークーラ１６をバイパスするバイパス通路１
８が形成され、このバイパス通路１８に、サージタンク
１７内の圧力に応じて開閉作動するバイパスバルブ１９
が設けられ、低負荷域ではバイパスバルブ１９が開かれ
るようになっている。また、吸気通路の下流端側の吸気
ポート近傍には、燃料を噴射供給するインジェクタ２０
が設けられている。
ークーラ１６が設けられている。インタークーラ１６の
下流の吸気通路３にはサージタンク１７が設けられてい
る。また、吸気通路３に対し、上記機械式過給機１０お
よびインタークーラ１６をバイパスするバイパス通路１
８が形成され、このバイパス通路１８に、サージタンク
１７内の圧力に応じて開閉作動するバイパスバルブ１９
が設けられ、低負荷域ではバイパスバルブ１９が開かれ
るようになっている。また、吸気通路の下流端側の吸気
ポート近傍には、燃料を噴射供給するインジェクタ２０
が設けられている。
【００１９】このような構造において、エンジン本体１
は幾何学的圧縮比が８．５以上に設定され、望ましくは
９〜１５に設定されている。また吸気弁５および排気弁
６は、図２とその一部を拡大した図３とに示すようなバ
ルブリフト特性で作動される。特に、吸気弁がバルブリ
フト量１mmの位置まで閉じる時点をもって定義した吸気
弁閉時期ＩＣ1 が、ＡＢＤＣ５０ｄｅｇＣＡ以上でＡＢ
ＤＣ１００ｄｅｇＣＡ以下の範囲内に設定されるととも
に、バルブリフト量０mmを基準とした場合の吸・排気弁
の開弁オーバラップ期間ＯＬが、１７ｄｅｇＣＡ以下に
設定されている。ここで、ＡＢＤＣは下死点後、ＣＡは
クランク角を意味しており、従ってＡＢＤＣ５０ｄｅｇ
ＣＡは下死点よりクランク角で５０ｄｅｇを表してい
る。上記吸気弁閉時期と上記開弁オーバラップ期間との
望ましい関係としては、バルブリフト量１mmをもって吸
・排気弁の開閉時期を定義した場合の、下死点からのク
ランク角で表した吸気弁閉時期Ｙと吸・排気弁の開弁オ
ーバラップ期間Ｘとの関係が、 Ｙ≦−２．５Ｘ−７．５ …… となるように設定されている。この式を書き変えれば、 Ｘ≦−（Ｙ＋７．５）／２．５ …… となる。
は幾何学的圧縮比が８．５以上に設定され、望ましくは
９〜１５に設定されている。また吸気弁５および排気弁
６は、図２とその一部を拡大した図３とに示すようなバ
ルブリフト特性で作動される。特に、吸気弁がバルブリ
フト量１mmの位置まで閉じる時点をもって定義した吸気
弁閉時期ＩＣ1 が、ＡＢＤＣ５０ｄｅｇＣＡ以上でＡＢ
ＤＣ１００ｄｅｇＣＡ以下の範囲内に設定されるととも
に、バルブリフト量０mmを基準とした場合の吸・排気弁
の開弁オーバラップ期間ＯＬが、１７ｄｅｇＣＡ以下に
設定されている。ここで、ＡＢＤＣは下死点後、ＣＡは
クランク角を意味しており、従ってＡＢＤＣ５０ｄｅｇ
ＣＡは下死点よりクランク角で５０ｄｅｇを表してい
る。上記吸気弁閉時期と上記開弁オーバラップ期間との
望ましい関係としては、バルブリフト量１mmをもって吸
・排気弁の開閉時期を定義した場合の、下死点からのク
ランク角で表した吸気弁閉時期Ｙと吸・排気弁の開弁オ
ーバラップ期間Ｘとの関係が、 Ｙ≦−２．５Ｘ−７．５ …… となるように設定されている。この式を書き変えれば、 Ｘ≦−（Ｙ＋７．５）／２．５ …… となる。
【００２０】なお、図３の中に示すように、吸・排気弁
の開閉時期については、バルブリフト量１mmをもって定
義した場合（図３中に符号ＩＯ1 、ＩＣ1 、ＥＯ1 、Ｅ
Ｃ1で示す）とバルブリフト量０mmをもって定義した場
合（図３中に符号ＩＯ0 、ＩＣ0 、ＥＯ0 、ＥＣ0 で示
す）とで、２０ｄｅｇＣＡのずれがある。従って、開弁
オーバラップ期間はバルブリフト量１mmを基準とした場
合とバルブリフト量０mmを基準とした場合とで４０ｄｅ
ｇＣＡのずれがある。
の開閉時期については、バルブリフト量１mmをもって定
義した場合（図３中に符号ＩＯ1 、ＩＣ1 、ＥＯ1 、Ｅ
Ｃ1で示す）とバルブリフト量０mmをもって定義した場
合（図３中に符号ＩＯ0 、ＩＣ0 、ＥＯ0 、ＥＣ0 で示
す）とで、２０ｄｅｇＣＡのずれがある。従って、開弁
オーバラップ期間はバルブリフト量１mmを基準とした場
合とバルブリフト量０mmを基準とした場合とで４０ｄｅ
ｇＣＡのずれがある。
【００２１】以下の説明では、バルブリフト量１mmを基
準とした開弁オーバラップ期間を１ｍｍ基準オーバラッ
プ期間、バルブリフト量０mmを基準とした開弁オーバラ
ップ期間を０ｍｍ基準オーバラップ期間と呼ぶことと
し、また、吸気弁閉時期については具体的数値を示すと
きはバルブリフト量1mmをもって定義した値とする。
準とした開弁オーバラップ期間を１ｍｍ基準オーバラッ
プ期間、バルブリフト量０mmを基準とした開弁オーバラ
ップ期間を０ｍｍ基準オーバラップ期間と呼ぶことと
し、また、吸気弁閉時期については具体的数値を示すと
きはバルブリフト量1mmをもって定義した値とする。
【００２２】図４は、縦軸を吸気弁の閉時期、横軸を開
弁オーバラップ期間として、これらについての望ましい
範囲を示している。つまり、吸気弁閉時期がＡＢＤＣ５
０〜１００ｄｅｇＣＡの範囲、０ｍｍ基準オーバラップ
期間が１７ｄｅｇＣＡ以下で、かつ上記式（式）の
条件を満足する範囲は、図４中に斜線を付した範囲であ
る。
弁オーバラップ期間として、これらについての望ましい
範囲を示している。つまり、吸気弁閉時期がＡＢＤＣ５
０〜１００ｄｅｇＣＡの範囲、０ｍｍ基準オーバラップ
期間が１７ｄｅｇＣＡ以下で、かつ上記式（式）の
条件を満足する範囲は、図４中に斜線を付した範囲であ
る。
【００２３】次に、機械式過給機１０の圧力比、エンジ
ンの圧縮比、吸気弁閉時期および開弁オーバラップ期間
等についての上記のような設定による場合の作用効果
を、図５〜９図を参照しつつ説明する。
ンの圧縮比、吸気弁閉時期および開弁オーバラップ期間
等についての上記のような設定による場合の作用効果
を、図５〜９図を参照しつつ説明する。
【００２４】吸気遅閉じ（吸気弁閉時期を遅くするこ
と）を大きくしつつ、機械式過給機による吸気の過給で
高負荷時の充填量を確保すると、ノッキング回避に有利
となり、ノッキングによって制約される低速高負荷域で
のエンジン出力の向上が可能となる。すなわち、吸気弁
閉時期を遅くするとその分だけ圧縮量が減少するが、過
給によるエンジン外部の圧縮仕事でこれを補い、かつイ
ンタークーラで冷却して、低温で高い圧力の吸気を供給
すると、圧縮上死点の温度が低下することによりノッキ
ングが抑制される。従って、過給能力を高めることで低
速高負荷域でのエンジントルクをノック限界まで高める
とした場合、そのノック限界のトルクは図５中に線Ａ
1 ，Ａ2 で示すように、吸気弁閉時期が遅くなるにつれ
て大きくなる。また、吸気遅閉じによって低負荷時のポ
ンピングロスを低減する作用も得られ、燃費率は図５中
の線Ｂ1 ，Ｂ2 に示すように吸気弁閉時期が遅くなるに
つれて小さくなる（燃費が良くなる）。そして、吸気弁
閉時期がＡＢＤＣ５０ｄｅｇＣＡより小さくなるとノッ
ク限界のトルクの低下方向の変化およびポンピングロス
の増大方向の変化が大きくなるため、吸気弁閉時期はＡ
ＢＤＣ５０ｄｅｇＣＡ以上が有効となる。
と）を大きくしつつ、機械式過給機による吸気の過給で
高負荷時の充填量を確保すると、ノッキング回避に有利
となり、ノッキングによって制約される低速高負荷域で
のエンジン出力の向上が可能となる。すなわち、吸気弁
閉時期を遅くするとその分だけ圧縮量が減少するが、過
給によるエンジン外部の圧縮仕事でこれを補い、かつイ
ンタークーラで冷却して、低温で高い圧力の吸気を供給
すると、圧縮上死点の温度が低下することによりノッキ
ングが抑制される。従って、過給能力を高めることで低
速高負荷域でのエンジントルクをノック限界まで高める
とした場合、そのノック限界のトルクは図５中に線Ａ
1 ，Ａ2 で示すように、吸気弁閉時期が遅くなるにつれ
て大きくなる。また、吸気遅閉じによって低負荷時のポ
ンピングロスを低減する作用も得られ、燃費率は図５中
の線Ｂ1 ，Ｂ2 に示すように吸気弁閉時期が遅くなるに
つれて小さくなる（燃費が良くなる）。そして、吸気弁
閉時期がＡＢＤＣ５０ｄｅｇＣＡより小さくなるとノッ
ク限界のトルクの低下方向の変化およびポンピングロス
の増大方向の変化が大きくなるため、吸気弁閉時期はＡ
ＢＤＣ５０ｄｅｇＣＡ以上が有効となる。
【００２５】図５において上記のノック限界のトルクお
よびポンピングロスについては、エンジンの幾何学的圧
縮比εが９の場合（線Ａ1 ，Ｂ1 ）と、上記幾何学的圧
縮比εが１０の場合（線Ａ2 ，Ｂ2 ）とが示されてい
る。幾何学的圧縮比を低くすると、圧縮上死点の温度が
低下して低速高負荷域でのノック限界のトルクが上昇す
るが、エンジンサイクル効率の低下により燃費が悪化す
るとともに、膨張比が小さくなって、排気温度の上昇が
制約となる高速高負荷時の出力向上に不利となる。そこ
で、燃費および高速高負荷域での出力の向上等の面か
ら、幾何学的圧縮比を８．５以上に大きくし、望ましく
は９〜１５の範囲とする。これにより、吸気弁閉時期が
ＡＢＤＣ５０ｄｅｇＣＡ以上の吸気遅閉じ状態で、適度
の有効圧縮比が得られつつ、膨張比が大きくされる。圧
縮比の上限を１５としているのは、これを超えるとフリ
クションの増加による機械効率の低下が大きくなるため
である。
よびポンピングロスについては、エンジンの幾何学的圧
縮比εが９の場合（線Ａ1 ，Ｂ1 ）と、上記幾何学的圧
縮比εが１０の場合（線Ａ2 ，Ｂ2 ）とが示されてい
る。幾何学的圧縮比を低くすると、圧縮上死点の温度が
低下して低速高負荷域でのノック限界のトルクが上昇す
るが、エンジンサイクル効率の低下により燃費が悪化す
るとともに、膨張比が小さくなって、排気温度の上昇が
制約となる高速高負荷時の出力向上に不利となる。そこ
で、燃費および高速高負荷域での出力の向上等の面か
ら、幾何学的圧縮比を８．５以上に大きくし、望ましく
は９〜１５の範囲とする。これにより、吸気弁閉時期が
ＡＢＤＣ５０ｄｅｇＣＡ以上の吸気遅閉じ状態で、適度
の有効圧縮比が得られつつ、膨張比が大きくされる。圧
縮比の上限を１５としているのは、これを超えるとフリ
クションの増加による機械効率の低下が大きくなるため
である。
【００２６】図５中の線Ｃは、一定の最大トルクを得る
ための必要過給圧の、吸気弁閉時期に対する特性を示
し、吸気弁閉時期が遅くなるほど、有効圧縮比の低下を
補うように必要過給圧が高くなる。
ための必要過給圧の、吸気弁閉時期に対する特性を示
し、吸気弁閉時期が遅くなるほど、有効圧縮比の低下を
補うように必要過給圧が高くなる。
【００２７】また、図５中の線Ｄは、始動性を示すため
の連爆回転数の、吸気弁閉時期に対する特性を示してい
る。この線Ｄのように、吸気遅閉じが大きくなるほど、
圧縮上死点での温度上昇が小さくなるため始動性にとっ
ては不利となって連爆回転数が低下し、回転数が所定回
転数Ｎ0 以下になると始動困難となる。従って、連爆回
転数が上記所定回転数Ｎ0 まで低下したところが始動限
界吸気弁閉時期ＩＣLとなる。そして、線Ｄはε＝９の
場合について示しているが、幾何学的圧縮比が変わると
始動限界吸気弁閉時期が変化する。横軸を幾何学的圧縮
比、縦軸を吸気弁閉時期として、始動限界吸気弁閉時期
に相当する等有効圧縮比ラインを示すと、図１０のよう
になる。この図のように、幾何学的圧縮比が上限の１５
程度のときは、始動限界吸気弁閉時期がＡＢＤＣ１００
ｄｅｇＣＡとなり、これが吸気弁閉時期の上限となる。
の連爆回転数の、吸気弁閉時期に対する特性を示してい
る。この線Ｄのように、吸気遅閉じが大きくなるほど、
圧縮上死点での温度上昇が小さくなるため始動性にとっ
ては不利となって連爆回転数が低下し、回転数が所定回
転数Ｎ0 以下になると始動困難となる。従って、連爆回
転数が上記所定回転数Ｎ0 まで低下したところが始動限
界吸気弁閉時期ＩＣLとなる。そして、線Ｄはε＝９の
場合について示しているが、幾何学的圧縮比が変わると
始動限界吸気弁閉時期が変化する。横軸を幾何学的圧縮
比、縦軸を吸気弁閉時期として、始動限界吸気弁閉時期
に相当する等有効圧縮比ラインを示すと、図１０のよう
になる。この図のように、幾何学的圧縮比が上限の１５
程度のときは、始動限界吸気弁閉時期がＡＢＤＣ１００
ｄｅｇＣＡとなり、これが吸気弁閉時期の上限となる。
【００２８】また、上記線Ｃのように、吸気遅閉じ量を
大きくすると必要過給圧が上昇し、従って過給機の入口
圧力と出口圧力との圧力比を大きくすることが要求され
るが、内部圧縮型過給機を用いることにより上記要求が
満足されるものであり、これを図６および図７によって
説明する。
大きくすると必要過給圧が上昇し、従って過給機の入口
圧力と出口圧力との圧力比を大きくすることが要求され
るが、内部圧縮型過給機を用いることにより上記要求が
満足されるものであり、これを図６および図７によって
説明する。
【００２９】図６は、過給機の入口圧力と出口圧力との
圧力比と、全断熱効率との関係を、ターボ過給機と、非
内部圧縮型の機械式過給機の一種であるルーツ式過給機
と、内部圧縮型機械式過給機の一種であるリショルム過
給機とについて示している。この図のように、ターボ過
給機や非内部圧縮型のルーツ式過給機では、圧力比が
１．８に近づくとバックフローの増大により、全断熱効
率が低下するとともに、吐出温度が上昇するため、圧力
比約１．８が過給限界となって、それ以上に過給圧を上
げることは困難である。これと比べ、内部圧縮型機械式
過給機であるリショルム過給機によると、圧力比が１．
８を超えても全断熱効率が低下せず、過給限界が大幅に
高圧力比側となる。
圧力比と、全断熱効率との関係を、ターボ過給機と、非
内部圧縮型の機械式過給機の一種であるルーツ式過給機
と、内部圧縮型機械式過給機の一種であるリショルム過
給機とについて示している。この図のように、ターボ過
給機や非内部圧縮型のルーツ式過給機では、圧力比が
１．８に近づくとバックフローの増大により、全断熱効
率が低下するとともに、吐出温度が上昇するため、圧力
比約１．８が過給限界となって、それ以上に過給圧を上
げることは困難である。これと比べ、内部圧縮型機械式
過給機であるリショルム過給機によると、圧力比が１．
８を超えても全断熱効率が低下せず、過給限界が大幅に
高圧力比側となる。
【００３０】また、図７は、上記圧力比が比較的高い値
（例えば２．３程度）となるようにする場合の、設計内
部圧力比と吐出温度および駆動ロスとの関係を示す。こ
の図からわかるように、非内部圧縮型の過給機のように
設計内部圧力比が小さいものでは、高圧力比を得ようと
すると過大に吐出温度が上昇するので、設計内部圧力比
を高くする方が吐出温度上昇防止の面で好ましい。ただ
し、非過給領域での設計内部圧力比が高くなるにつれて
駆動ロスが増大する。
（例えば２．３程度）となるようにする場合の、設計内
部圧力比と吐出温度および駆動ロスとの関係を示す。こ
の図からわかるように、非内部圧縮型の過給機のように
設計内部圧力比が小さいものでは、高圧力比を得ようと
すると過大に吐出温度が上昇するので、設計内部圧力比
を高くする方が吐出温度上昇防止の面で好ましい。ただ
し、非過給領域での設計内部圧力比が高くなるにつれて
駆動ロスが増大する。
【００３１】これらの点から、圧力比が１．８を超える
内部圧縮型過給機を用いることにより有効に過給圧力が
高められることがわかる。好ましい一例としては、設計
内部圧力比を１．６程度、圧力比を２．３程度とすれば
よい。
内部圧縮型過給機を用いることにより有効に過給圧力が
高められることがわかる。好ましい一例としては、設計
内部圧力比を１．６程度、圧力比を２．３程度とすれば
よい。
【００３２】図８は、吸気弁閉時期をＡＢＤＣ５０ｄｅ
ｇＣＡとして、オーバラップ期間とＨＣ排出量との関係
を示す。この図において、線Ｅ１ は吸気圧力が大気圧
力よりも高くなるような過給域での関係を示すものであ
って、例えば全負荷で過給圧が約６００mmHg、平均有効
圧力がＰｅ＝１５〜１６の場合、Ｐｅ＝９程度となる領
域での関係を示しており、また、線Ｅ２ は非過給領域
（例えばＰｅ＝３）での関係を示している。上記線Ｅ１
のように、過給領域ではオーバラップが１７ｄｅｇＣ
Ａを超えるとＨＣ排出量が急激に増加する。
ｇＣＡとして、オーバラップ期間とＨＣ排出量との関係
を示す。この図において、線Ｅ１ は吸気圧力が大気圧
力よりも高くなるような過給域での関係を示すものであ
って、例えば全負荷で過給圧が約６００mmHg、平均有効
圧力がＰｅ＝１５〜１６の場合、Ｐｅ＝９程度となる領
域での関係を示しており、また、線Ｅ２ は非過給領域
（例えばＰｅ＝３）での関係を示している。上記線Ｅ１
のように、過給領域ではオーバラップが１７ｄｅｇＣ
Ａを超えるとＨＣ排出量が急激に増加する。
【００３３】図９は、吸気弁閉時期をＡＢＤＣ５０ｄｅ
ｇＣＡとして、オーバラップ期間とＷＯＴ時最大トルク
との関係を示し、この図において、線Ｆ1 は非圧縮型過
給機を用いた場合のように過給圧力が比較的低い場合の
関係、線Ｆ2 は高圧力比の内部圧縮型過給機を用いるこ
とで過給圧力を充分に高くした場合（例えば６００mmHg
程度）の関係を示している。これらに示すように、過給
圧力が比較的低いときは、オーバラップ期間が大きくな
るにつれ、かなりの大オーバラップ側まで、徐々に掃気
性能が高められることで出力が次第に高くなるが、過給
圧力を充分に高くした場合は、１７ｄｅｇＣＡよりかな
り小さな０mm基準オーバラップ期間の場合から掃気がほ
ぼ達成されることで出力性能が高められ、１７ｄｅｇＣ
Ａ付近やそれ以上にオーバラップ期間が大きくなって
も、出力はあまり変化しない。
ｇＣＡとして、オーバラップ期間とＷＯＴ時最大トルク
との関係を示し、この図において、線Ｆ1 は非圧縮型過
給機を用いた場合のように過給圧力が比較的低い場合の
関係、線Ｆ2 は高圧力比の内部圧縮型過給機を用いるこ
とで過給圧力を充分に高くした場合（例えば６００mmHg
程度）の関係を示している。これらに示すように、過給
圧力が比較的低いときは、オーバラップ期間が大きくな
るにつれ、かなりの大オーバラップ側まで、徐々に掃気
性能が高められることで出力が次第に高くなるが、過給
圧力を充分に高くした場合は、１７ｄｅｇＣＡよりかな
り小さな０mm基準オーバラップ期間の場合から掃気がほ
ぼ達成されることで出力性能が高められ、１７ｄｅｇＣ
Ａ付近やそれ以上にオーバラップ期間が大きくなって
も、出力はあまり変化しない。
【００３４】これら図８，図９のデータから、０mm基準
オーバラップ期間が１７ｄｅｇＣＡ以下になることがＨ
Ｃ低減に効果的であり、特に４〜１７ｄｅｇＣＡの範囲
内に設定しておけば、掃気性も満足しつつ、ＨＣ排出量
の低減が図られる。
オーバラップ期間が１７ｄｅｇＣＡ以下になることがＨ
Ｃ低減に効果的であり、特に４〜１７ｄｅｇＣＡの範囲
内に設定しておけば、掃気性も満足しつつ、ＨＣ排出量
の低減が図られる。
【００３５】また、上記図８，図９では、ＡＢＤＣ５０
ｄｅｇＣＡとした場合について示したが、これよりも吸
気遅閉じ量を大きくし、それに見合うように過給性能を
高めると、ＨＣ低減のためにオーバラップ期間をより小
さくすることが必要となる。
ｄｅｇＣＡとした場合について示したが、これよりも吸
気遅閉じ量を大きくし、それに見合うように過給性能を
高めると、ＨＣ低減のためにオーバラップ期間をより小
さくすることが必要となる。
【００３６】このような関係を次の表１に示す。この表
は、図８に示すデータと同様に吸気閉時期をＡＢＤＣ５
０ｄｅｇＣＡ、過給圧力を例えば１００mmHg程度（平均
有効圧力Ｐｅ＝９に対応する過給圧力）とした場合を基
準状態とし、ＡＢＤＣ６０ｄｅｇＣＡ、ＡＢＤＣ７０ｄ
ｅｇＣＡにおいてそれぞれ上記基準状態と同程度の吸入
空気量となるように過給圧力を調整し、かつ基準状態と
同じオーバラップ期間とした場合のＨＣ排出量の増加
（基準状態の場合を１として示す。）と、基準状態と同
等のＨＣ排出量とするようにオーバラップ期間を調整し
た場合のそのオーバラップ期間とを示している。表中、
吸入空気比とは、吸気遅閉じとしない通常の吸気弁閉時
期による場合の吸入空気に対する比である。
は、図８に示すデータと同様に吸気閉時期をＡＢＤＣ５
０ｄｅｇＣＡ、過給圧力を例えば１００mmHg程度（平均
有効圧力Ｐｅ＝９に対応する過給圧力）とした場合を基
準状態とし、ＡＢＤＣ６０ｄｅｇＣＡ、ＡＢＤＣ７０ｄ
ｅｇＣＡにおいてそれぞれ上記基準状態と同程度の吸入
空気量となるように過給圧力を調整し、かつ基準状態と
同じオーバラップ期間とした場合のＨＣ排出量の増加
（基準状態の場合を１として示す。）と、基準状態と同
等のＨＣ排出量とするようにオーバラップ期間を調整し
た場合のそのオーバラップ期間とを示している。表中、
吸入空気比とは、吸気遅閉じとしない通常の吸気弁閉時
期による場合の吸入空気に対する比である。
【００３７】
【表１】
【００３８】この表中の最下欄のオーバラップ期間をプ
ロットしてこれを結ぶと図１１のようになり、その特性
を示す線は、バルブリフト１mmを基準とした場合に、 Ｙ＝−２．５Ｘ−７．５ となる。これから、前記の式（式）が導かれ、この
範囲内とすることによって有効にＨＣ排出量が低減され
ることとなる。
ロットしてこれを結ぶと図１１のようになり、その特性
を示す線は、バルブリフト１mmを基準とした場合に、 Ｙ＝−２．５Ｘ−７．５ となる。これから、前記の式（式）が導かれ、この
範囲内とすることによって有効にＨＣ排出量が低減され
ることとなる。
【００３９】なお、高負荷時にオーバラップ期間を大き
くするようなものでは、低負荷時に排気の吹き返しが問
題となって、これを避けるには負荷に応じてオーバラッ
プ期間を変更するようにバルブタイミングを可変とする
ことが必要となるが、本発明では、オーバラップ期間が
小さいため、バルブタイミングを固定としておいても、
低負荷時には排気の吹き返しが抑制されて燃焼安定性が
確保される。
くするようなものでは、低負荷時に排気の吹き返しが問
題となって、これを避けるには負荷に応じてオーバラッ
プ期間を変更するようにバルブタイミングを可変とする
ことが必要となるが、本発明では、オーバラップ期間が
小さいため、バルブタイミングを固定としておいても、
低負荷時には排気の吹き返しが抑制されて燃焼安定性が
確保される。
【００４０】以上のような作用効果を良好に発揮させる
ための実施例上の好ましい仕様の一例を挙げると、エン
ジンの幾何学的圧縮比を１０程度、リショルム過給機を
用いて圧力比を２．３程度（設計内部圧力比１．６程
度）、吸気弁閉時期をＡＢＤＣ６０ｄｅｇＣＡ程度、０
mm基準オーバラップ期間を７ｄｅｇＣＡ程度とすればよ
い。
ための実施例上の好ましい仕様の一例を挙げると、エン
ジンの幾何学的圧縮比を１０程度、リショルム過給機を
用いて圧力比を２．３程度（設計内部圧力比１．６程
度）、吸気弁閉時期をＡＢＤＣ６０ｄｅｇＣＡ程度、０
mm基準オーバラップ期間を７ｄｅｇＣＡ程度とすればよ
い。
【００４１】
【発明の効果】請求項１に記載の発明は、エンジンの幾
何学的圧縮比を８．５以上とするとともに、入口と出口
との圧力比が１．８を超える内部圧縮型機械式過給機を
用い、バルブリフト量１mmをもって定義した吸気弁閉時
期を下死点からクランク角で５０〜１００ｄｅｇの範囲
内とし、バルブリフト量０mmを基準とした場合の開弁オ
ーバラップ期間をクランク角で１７ｄｅｇ以下とし、か
つ、バルブリフト量１mmを基準とした場合の吸気弁閉時
期Ｙと開弁オーバラップ期間Ｘとの関係を、 Ｙ≦−２．５Ｘ−７．５ とするように設定しているため、 上記幾何学的圧縮比が
高いことと吸気遅閉じ量が大きいこととでノッキング防
止および排気温度上昇防止が図られつつ、高過給とされ
ることで出力性能が大幅に高められ、しかも、上記オー
バラップ期間を小さくしたことでＨＣ排出量を低減する
ことができる。また、上記のようにオーバラップ期間を
小さくしても、高い過給圧力が与えられることで掃気性
を満足することも可能である。従って、低速高負荷時お
よび高速高負荷時の出力性能を向上しつつ、エミッショ
ンを改善することができる。
何学的圧縮比を８．５以上とするとともに、入口と出口
との圧力比が１．８を超える内部圧縮型機械式過給機を
用い、バルブリフト量１mmをもって定義した吸気弁閉時
期を下死点からクランク角で５０〜１００ｄｅｇの範囲
内とし、バルブリフト量０mmを基準とした場合の開弁オ
ーバラップ期間をクランク角で１７ｄｅｇ以下とし、か
つ、バルブリフト量１mmを基準とした場合の吸気弁閉時
期Ｙと開弁オーバラップ期間Ｘとの関係を、 Ｙ≦−２．５Ｘ−７．５ とするように設定しているため、 上記幾何学的圧縮比が
高いことと吸気遅閉じ量が大きいこととでノッキング防
止および排気温度上昇防止が図られつつ、高過給とされ
ることで出力性能が大幅に高められ、しかも、上記オー
バラップ期間を小さくしたことでＨＣ排出量を低減する
ことができる。また、上記のようにオーバラップ期間を
小さくしても、高い過給圧力が与えられることで掃気性
を満足することも可能である。従って、低速高負荷時お
よび高速高負荷時の出力性能を向上しつつ、エミッショ
ンを改善することができる。
【００４２】請求項２に記載のように上記幾何学的圧縮
比を９〜１５の範囲内とすれば、排気温度上昇防止等の
効果が良好に得られる。
比を９〜１５の範囲内とすれば、排気温度上昇防止等の
効果が良好に得られる。
【００４３】
【００４４】また請求項３に記載のように、吸気弁およ
び排気弁の各開閉時期をエンジンの全運転域にわたって
一定としておけば、オーバラップ期間変更のためのバル
ブタイミング可変機構などを必要とせず構造を簡単に保
つことができ、かつ、オーバラップ期間が小さくされて
いることにより、高過給領域でＨＣ排出量を抑制すると
ともに、低負荷域で排気の吹き返しが増大することを防
止し得るので、このようにバルブタイミングを固定して
も、高負荷域での出力性能向上とともに、低負荷域での
燃焼安定性も保たれる。
び排気弁の各開閉時期をエンジンの全運転域にわたって
一定としておけば、オーバラップ期間変更のためのバル
ブタイミング可変機構などを必要とせず構造を簡単に保
つことができ、かつ、オーバラップ期間が小さくされて
いることにより、高過給領域でＨＣ排出量を抑制すると
ともに、低負荷域で排気の吹き返しが増大することを防
止し得るので、このようにバルブタイミングを固定して
も、高負荷域での出力性能向上とともに、低負荷域での
燃焼安定性も保たれる。
【図１】本発明の一実施例による機械式過給機付エンジ
ン全体の概略図である。
ン全体の概略図である。
【図２】バルブリフト特性の説明図である。
【図３】バルブリフト特性の一部の拡大図である。
【図４】吸気弁閉時期および開弁オーバラップ期間の設
定範囲を示す図である。
定範囲を示す図である。
【図５】ノッキング限界のトルク、燃費率、過給圧およ
び連爆回転数のそれぞれについて、吸気弁閉時期との関
係を示す図である。
び連爆回転数のそれぞれについて、吸気弁閉時期との関
係を示す図である。
【図６】過給機の圧力比と全断熱効率との関係を示す図
である。
である。
【図７】過給機の設計内部圧力比と吐出温度および駆動
ロスとの関係を示す図である。
ロスとの関係を示す図である。
【図８】開弁オーバラップ期間とＨＣ排出量との関係を
示す図である。
示す図である。
【図９】開弁オーバラップ期間とＷＯＴ時最大トルクと
の関係を示す図である。
の関係を示す図である。
【図１０】始動限界吸気弁閉時期と幾何学的圧縮比との
関係を示す図である。
関係を示す図である。
【図１１】吸気弁閉時期と開弁オーバラップ期間との関
係を示す図である。
係を示す図である。
１ エンジン本体 ２ 燃焼室 ３ 吸気通路 ５ 吸気弁 ６ 排気弁 １０ 内部圧縮型機械式過給機 １６ インタークーラ
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 平３−138416（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−239312（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F02B 29/08 F01L 1/34 F02B 33/00
Claims (3)
- 【請求項１】 機械式過給機と、この機械式過給機の下
流に配置されたインタクーラとを備え、かつ、エンジン
の幾何学的圧縮比を８．５以上の高圧縮比に設定した機
械式過給機付エンジンにおいて、 上記機械式過給機を、その入口圧力と出口圧力との圧力
比が１．８を超える内部圧縮型機械式過給機とする一
方、バルブリフト量１mmの位置まで閉じる時点をもって定義
し下死点からのクランク角で表した吸気弁閉時期Ｙが５
０〜１００ｄｅｇであるという条件と、バルブリフト量
０mmを基準とした場合の吸・排気弁の開弁オーバラップ
期間がクランク角で１７ｄｅｇ以下であるという条件
と、上記吸気弁閉時期Ｙとバルブリフト量１mmを基準と
した場合の吸・排気弁の開弁オーバラップ期間Ｘとの関
係が、 Ｙ≦−２．５Ｘ−７．５ という条件とを満足する範囲の中で、 Ｙ≧−１．７５Ｘ＋１０ となる部分を除く範囲内に、吸気弁閉時期及び開弁オー
バラップ期間を設定した ことを特徴とする機械式過給機
付エンジン。 - 【請求項２】 幾何学的圧縮比を９〜１５の範囲内とし
たことを特徴とする請求項１記載の機械式過給機付エン
ジン。 - 【請求項３】 吸気弁および排気弁の各開閉時期をエン
ジンの全運転域にわたって一定としたことを特徴とする
請求項１又は２記載の機械式過給機付エンジン。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP7805992A JP3236654B2 (ja) | 1992-03-31 | 1992-03-31 | 機械式過給機付エンジン |
| KR1019930004129A KR970007389B1 (ko) | 1992-03-31 | 1993-03-18 | 기계식과급기부착엔진 |
| DE4309627A DE4309627C2 (de) | 1992-03-31 | 1993-03-24 | Ladermotor |
| US08/225,490 US5429100A (en) | 1992-03-31 | 1994-04-08 | Supercharged engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP7805992A JP3236654B2 (ja) | 1992-03-31 | 1992-03-31 | 機械式過給機付エンジン |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH05280354A JPH05280354A (ja) | 1993-10-26 |
| JP3236654B2 true JP3236654B2 (ja) | 2001-12-10 |
Family
ID=13651286
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP7805992A Expired - Fee Related JP3236654B2 (ja) | 1992-03-31 | 1992-03-31 | 機械式過給機付エンジン |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5429100A (ja) |
| JP (1) | JP3236654B2 (ja) |
| KR (1) | KR970007389B1 (ja) |
| DE (1) | DE4309627C2 (ja) |
Families Citing this family (37)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH08125341A (ja) * | 1994-10-25 | 1996-05-17 | Hitachi Ltd | 電子回路装置 |
| JPH0968045A (ja) * | 1995-09-01 | 1997-03-11 | Yamaha Motor Co Ltd | 過給式エンジンの吸気装置 |
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