JP3557314B2

JP3557314B2 - Intake device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP3557314B2
Application number: JP19744896A
Authority: JP
Inventors: 純一山口; 輝彦嶺岸; 明広棟方; 博之根本; 盛雄桑野
Original assignee: Hitachi Ltd; Hitachi Car Engineering Co Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd; Hitachi Automotive Systems Engineering Co Ltd
Priority date: 1996-07-26
Filing date: 1996-07-26
Publication date: 2004-08-25
Anticipated expiration: 2016-07-26
Also published as: JPH1037752A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、運転状態に応じて内燃機関の燃焼室内に吸気渦流を発生させて希薄空燃比でも燃焼促進を図り、運転性を保つようにしたリーンバーンエンジンシステムに係わり、特に、このようなシステムにおいて用いられる内燃機関の吸気装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、エンジンのシリンダ内に吸気渦流を発生させ、燃焼性を向上させる技術が知られている。また、エンジンの低負荷時に希薄空燃比とすることにより、エンジンのポンピングロスを低減し、燃料消費率の向上を図ろうとする技術が知られている。
【０００３】
これらを組み合わせて、エンジンの低負荷時には希薄混合気とし、かつ、吸気渦流を発生させて、燃焼性を向上させて燃費低減を図り、同時にＣＯ、ＨＣ、ＮＯｘ等の有害排出ガスの低減を図った、いわゆるリーンバーンエンジンの技術が公知である。
【０００４】
この方式においては、吸気渦流を運転状態に合わせて最適な強さにする事が望ましい。具体的には、エンジンの低負荷時にはより高吸気渦流とし、燃焼性の向上を図り、高負荷時には吸気渦流を弱めて多量の空気を吸入し、出力を向上するような構成が望まれる。
【０００５】
これを実現するための公知技術として、例えば、以下のものがある。
特開平６−８１７１９号公報
この公知技術は、断面積の大きい主通路と、主通路の流量を制御する吸気制御弁と、これらをバイパスする、主通路より合計断面積の小さい複数の副吸気通路を設けるものである。そして、主として低負荷時には、吸気制御弁を閉じたり、または中間的な開度にセットし、副吸気通路に流れる吸気の割合を増すことにより、主吸気管内に偏らせて設けられた副吸気通路の開口部より、高速の吸気流を吹き出させ、これによりシリンダ内にスワールまたはタンブルを発生させ、主として高負荷時には、吸気制御弁を開き、主通路からの吸気量を増やして吸気渦流を弱めるとともに吸入空気量を増加させ、出力を増大させている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記の構成を多気筒の内燃機関に応用したり、また、様々な温度条件で運転しようとする場合には、以下に示すような課題が存在する。
すなわち、第１に、副吸気通路を流れる吸気量の、吸入空気流量全体に対する比率（以下適宜、分流比という）が低すぎたり、高すぎたりすると、希薄燃焼に好適な吸気渦流を確実に生成するのが困難となる。例えば分流比が低すぎると、吸気渦流が弱くなり過ぎ、必要な強さの吸気渦流を生成させにくくなる。また逆に、分流比が高すぎると、吸気渦流が強くなり過ぎる。また、吸気制御弁から副吸気通路までの部分が閉鎖された閉管となり、燃料の吹き返し等により燃料がシリンダに正常に送られにくくなったり、汚れやすくなったりする可能性もある。また、第２に、２本の副吸気通路と、シリンダとの位置関係に関し、副吸気通路からの吸気によりシリンダ内に生成される吸気渦流を、なるべく高い効率でタンブル（縦渦）として生成させるように配置し、これによって吸気渦流の早期の減衰を防止し、安定した着火性・燃焼性を維持する点について配慮されていなかった。
【０００７】
本発明の第１の目的は、希薄燃焼に対して適切な吸気渦流強度を確実に得られる内燃機関の吸気装置を提供することにある。
【０００８】
本発明の第２の目的は、吸気渦流中にタンブルを高効率で生成することができる、内燃機関の吸気装置を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記第１及び第２の目的を達成するために、本発明によれば、シリンダ内に空気を導く吸気管主通路と、この吸気管主通路を所定開度で開閉し空気流量を制御する吸気制御弁と、前記シリンダに設けられる２つの吸気弁と、この２つの吸気弁毎に設けられ、前記吸気管制御弁及び吸気管主通路をバイパスして対応する吸気弁の近傍から前記シリンダ内に空気を導き、吸気渦流を形成する２本の副吸気通路とを備え、これら吸気管主通路、吸気制御弁、吸気弁、副吸気通路が、各シリンダごとに設けられた内燃機関の吸気装置において、前記２本の副吸気通路は互いに略平行に配置されており、前記シリンダ内を、該２本の副吸気通路中心線の延長線を含みピストンの運動方向に垂直な面で分割して形成される３つの空間のうち、中央の空間の体積をＶ 2 、その両側の２つの空間の体積をそれぞれＶ 1 及びＶ 3 としたとき、Ｖ 1 ：Ｖ 2 ：Ｖ 3 ＝１：１：１〜１：４：１となるように、前記２本の副吸気通路の間隔が設定されており、前記吸気制御弁が閉じ状態にあるときの、前記２本の副吸気通路を流れる空気量の吸入空気流量全体に対する比率が、５０％以上９５％以下であることを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
これにより２本の副吸気通路を流れる空気量の吸入空気流量全体に対する比率（＝分流比）が５０％未満の場合のように、吸気渦流が弱くなり過ぎ、必要な強さの吸気渦流を生成できなくなるのを防止する。また、分流比９５％を超える場合のように吸気渦流が強くなり過ぎたり、また吸気制御弁から吸気弁までの部分が閉管となり、燃料の吹き返し等により、燃料がシリンダに正常に送られにくくなるのを防止する。これによって希薄燃焼に対し適切な吸気渦流強度を確実に得ることができる。よって、希薄空燃比で運転できる領域が広くなる。
また、２本の副吸気通路からの吸気渦流両側の体積のバランスがよく、これら吸気渦流がほぼ平行にシリンダ内に流入するとき、この流れによって生じる旋回流のそれぞれ両側に等しい吸気容積が存在することになるので、旋回流がシリンダの外側に偏ったり、内側に偏ったりして減衰することがなく、吸気行程後の圧縮行程でも強い渦流を維持することができる。しかもこのとき、その流れは、それぞれ副吸気通路の中心線の延長線上にその主流を置いたまま、横方向の渦（スワール）成分がほとんどなく安定した縦渦（タンブル）のみの渦流となった状態で旋回し続ける。したがって、エンジンの吸気行程から圧縮行程、点火時期まで、長時間にわたって渦流の回転方向を安定的に保ち、渦の残存期間が長いので、シリンダ中心付近の点火プラグ近傍に濃い混合気を集める作用が大きく、希薄混合気の条件下でも、従来の構成よりも安定した着火性・燃焼性を確保することができる。
【００１０】
好ましくは、前記内燃機関の吸気装置において、前記吸気制御弁はすべて共通の開閉軸に固定されており、各吸気制御弁に切り欠き及び通気孔のうち一方を設け、各切り欠きまたは通気孔は、前記開閉軸からみて、対応するシリンダと同じ側に配列されていることを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
すなわち、各吸気制御弁に切り欠き及び通気孔のうち一方を設けることにより、各吸気制御弁が閉じ状態にあるときでも分流比を１００％より小さくできる構成を実現することができる。また、吸気制御弁の切り欠き部や通気孔が開閉軸ダからみてシリンダと同じ側に配列しているので、吸気制御弁の閉じ状態においてこれらを通過する吸気流も各気筒でほぼ同様となり、これらが気筒間の吸気渦流強度のばらつきに及ぼす影響を小さくすることができ、よって安定した燃焼を得ることができる。これにより、従来より希薄な空燃比でも、一部気筒の燃焼悪化による不具合を防ぐことができ、全気筒にわたる安定した運転状態を得ることができる。
【００１１】
さらに好ましくは、前記内燃機関の吸気装置において、各吸気管主通路内における対応する前記吸気制御弁より上流側に、対応するシリンダに燃料を噴射する燃料噴射弁を設けるとともに、この燃料噴射弁から噴射された噴霧のうち少なくとも一部が、該吸気制御弁に設けられた切り欠き及び通気孔のうち一方を通過するように構成したことを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
これにより、燃料噴射弁からの噴霧が吸気制御弁の切り欠き又は通気孔を通過するとき、吸気流速が速くなっていることから噴霧が微粒化されてシリンダ内に流入するので、空気と燃料の混合すなわち混合気形成を促進することができる。また噴霧が高速となるので、燃料噴射弁が燃焼室から離れていても、応答性よく燃料を供給できる。また、燃料系が高温の燃焼室から離れているので、燃料の加熱により燃料内に気泡が混入する可能性が少なく、燃料噴射量のばらつき等の不具合を防げるという効果もある。
【００１２】
また好ましくは、前記内燃機関の吸気装置において、前記吸気制御弁はすべて共通の開閉軸に固定されており、各吸気制御弁の外径は、対応する吸気管主通路のうち該吸気制御弁が取り付けられる位置の内径より小さくしたことを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
すなわち、各吸気制御弁の外径を、取り付けられる吸気管主通路の内径より、例えば１％以上小さくすることにより、吸気制御弁が閉じ状態にあるときでも分流比を１００％より小さくできる構成を実現することができる。また、温度変化により、吸気制御弁が吸気管主通路と干渉したりして動作不良をおこす恐れがなくなる効果もある。
【００１３】
さらに好ましくは、前記内燃機関の吸気装置において、各吸気制御弁は、前記開閉軸の軸心に対して軸対称となるように、該開閉軸に固定されていることを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
【００１４】
また好ましくは、前記内燃機関の吸気装置において、各吸気制御弁は、前記開閉軸の軸心から対応するシリンダ側に偏心させるように、該開閉軸に固定されていることを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
すなわちこれらにより、吸気制御弁と取り付け部吸気管主通路とのすき間が、シリンダからみて同方向に位置するようにできるので、これらを通過する吸気流も各気筒でほぼ同様となり、これらが気筒間の吸気渦流強度のばらつきに及ぼす影響をさらに小さくできる。
【００１５】
また好ましくは、前記内燃機関の吸気装置において、各吸気制御弁と、対応するシリンダに設けられる吸気弁との距離が、吸気流路に沿って３００ｍｍ以内となっていることを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
これにより、必然的にこの間の容積が小さくなり、１気筒について、低負荷時に吸気行程から次の吸気行程までの間に、副吸気通路または主空気通路を通って各吸気制御弁と吸気弁との部分に滞留する吸気の量が少なくなる。よって、吸気行程時に吸気弁が開いたとき、副吸気通路を通って流入する、吸気渦流生成に有効な空気の量を多くでき、効率良く吸気渦流を生成できる。
【００１６】
また好ましくは、前記内燃機関の吸気装置において、各吸気制御弁が取り付けられる部分の吸気管主通路と、対応する副吸気通路とを一体に構成したことを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
これにより、吸気主通路、副吸気通路を、それぞれ独立の部品で実現する場合に比し、吸気管全体のコンパクト化・軽量化を図ることができ、併せて組立の手数を少なくし、コスト低減を図ることができる。また、各吸気制御弁と、対応するシリンダに設けられる吸気弁との距離を小さくできるので、必然的にこの間の容積が小さくなり、１気筒について、低負荷時に吸気行程から次の吸気行程までの間にこの部分に滞留する吸気の量が少なくなる。よって、相対的に副吸気通路からの吸気流の減衰を抑制し、吸気行程時に副吸気通路を通って流入する、吸気渦流生成に有効な空気の量を多くでき、効率良く吸気渦流を生成できる。また、小型軽量で低コストな吸気系とすることができる。
【００１７】
また好ましくは、前記内燃機関の吸気装置において、各吸気制御弁を構成する材質の線膨張率と、該吸気制御弁が取り付けられる部分の吸気管主通路の線膨張率とが、略同一であることを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
これにより、周囲環境温度が変化した場合でも、吸気制御弁及び吸気管主通路の大きさは温度が変化する前と相似の関係を保つので、従来の構成と比較して構造材とそのすき間の寸法の比率に変化が少なく、従って両吸気通路間の断面積比率の変化が少なく、分流比の変化も少ない吸気系とすることができ、吸気渦流強度を確実に同一に保つことができる。また、温度変化により、吸気制御弁が吸気管主通路と干渉したりして動作不良をおこすのをさらに確実に防止する効果もあり、吸気系の信頼性を高めることができる。
【００１９】
さらに好ましくは、前記内燃機関の吸気装置において、Ｖ１：Ｖ２：Ｖ３＝１：２：１となるように、前記２本の副吸気通路の間隔が設定されていることを特徴とする内燃機関の吸気装置が提供される。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面を参照しつつ説明する。
本発明の第１の実施形態を図１〜図１０により説明する。
本実施形態によるエンジン吸気装置は、Ｖ型６気筒エンジンの吸気管に適用される場合の例である。６気筒のうちの１気筒に係る構成を表す上面図を図１に、側断面図を図２に示す。
図１および図２において、独立吸気管である主通路１１０は、２つの吸気弁１０２を備えたエンジンのシリンダ燃焼室１０３内に空気（吸気流）１０８を導くようになっている。この主通路１１０の入口近傍に主通路１１０を所定開度で開閉し空気流量を制御する吸気制御弁１０７を設けるとともに、その上流から副吸気通路１０１ａおよび１０１ｂを、主通路１１０及び吸気制御弁１０７をバイパスして空気を燃焼室１０３内に導くように設置する。２つの副吸気通路１０１ａと１０１ｂの断面積の総和は、主通路１１０の、副吸気通路との分岐部近傍における断面積の１／５〜１／２となるようにする。なおこれらの構成のうち、主通路１１０、吸気制御弁１０７、及び副吸気通路１０１ａ，ｂが、吸気渦流発生機構を構成する。
【００２１】
副吸気通路１０１ａおよび１０１ｂの出口は、燃焼室１０３に２つ設けられた吸気弁１０２の近傍にそれぞれ開口する。副吸気通路１０１ａ、１０１ｂを通る空気は噴流となり、２つの吸気弁１０２のシリンダ壁面に近い側から、吸気弁とその弁座の間隙を通って燃焼室１０３に流入し、２つの吸気渦流１１１ａ、１１１ｂを生成する。この２つの吸気渦流１１１ａ、１１１ｂは、図２に示したように燃焼室１０３の上側を通り、ピストン１１２の表面に沿うように旋回する。このとき、燃料噴射弁１０５より、主通路１１０から燃焼室１０３の中心部に向かうような２方向の噴霧１０６ａおよび１０６ｂが噴出され、これら噴霧１０６ａ、１０６ｂは２つの吸気渦流１１１ａおよび１１１ｂによって燃焼室１０３の中心付近に集められる。
またこのとき、２本の副吸気通路１０１ａ、ｂの間隔は、希薄混合気の条件下でも安定した着火性・燃焼性を確保できるように決定されている。このことを図３により説明する。
図３は、ある気筒における、副吸気通路１０１ａ，ｂからの吸気の流入状態を示す図である。２本の副吸気通路１０１ａおよび１０１ｂは互いに平行になるように配置されている。そして、それらの間隔は、燃焼室１０３内を、副吸気通路１０１ａ，１０１ｂの中心線の延長線を含みピストンの運動方向に垂直な面で分割して形成される３つの空間１０３Ａ，Ｂ，Ｃのそれぞれの堆積をＶ1、Ｖ2、Ｖ3としたとき、Ｖ1：Ｖ2：Ｖ3＝１：２：１になるように、定められている。
このように構成すると、吸気渦流１１１ａ，ｂ両側の体積のバランスがよく、２本の副吸気通路１０１ａ，ｂからの吸気渦流１１１ａ，ｂがほぼ平行に燃焼室１０３内に流入するとき、この流れによって生じる旋回流のそれぞれ両側に等しい吸気容積が存在することになるので、旋回流が燃焼室１０３の外側に偏ったり、内側に偏ったりして減衰することがなく、吸気行程後の圧縮行程でも強い渦流を維持することができる。しかもこのとき、吸気渦流１１１ａ，１１１ｂは、図示したように、それぞれ副吸気通路１０１ａ、１０１ｂの中心線の延長線上にその主流を置いたまま、横方向の渦（スワール）成分がほとんどなく安定した縦渦（タンブル）のみの渦流となった状態で旋回し続ける。したがって、エンジンの吸気行程から圧縮行程、点火時期まで、長時間にわたって渦流の回転方向を安定的に保ち、渦の残存期間が長いので、燃焼室１０３中心付近の点火プラグ１０４近傍に濃い混合気を集める作用が大きく、希薄混合気の条件下でも、従来の構成よりも安定した着火性・燃焼性を確保することができる。
【００２２】
なお、もっともＶ１、Ｖ２、Ｖ３の体積のバランスが理想的であるのは、Ｖ１：Ｖ２：Ｖ３＝１：２：１の場合であるが、本願発明者等はこれらの値を種々変えた構成で実験を行った結果、１：１：１〜１：４：１の範囲において、ある程度安定した着火性・燃焼性を確保できることを確認した。このことを以下に図４及び図５を用いて詳細に説明する。
（１）Ｖ２が小さすぎる（副吸気通路１０１ａ，ｂの間隔が狭い）場合
第１の比較例として、副吸気通路１０１ａ，ｂの間隔が狭い場合の、副吸気通路１０１ａ，ｂからの吸気の流入状態を図４に示す。この図４は、前述した図３に相当する図である。
【００２３】
図４において、２本の副吸気通路１０１ａおよび１０１ｂは、互いに平行になるように配置されている。しかし、それら副吸気通路１０１ａ，１０１ｂの間隔が図３の構成よりやや狭くなっており、この結果、燃焼室１０３内を、副吸気通路１０１ａ，１０１ｂの中心線の延長線を含みピストンの運動方向に垂直な面で分割して形成される３つの空間１０３Ａ，Ｂ，Ｃのそれぞれの堆積をＶ１、Ｖ２、Ｖ３としたとき、これらの大きさの比は、Ｖ１＝Ｖ３＝１とするとＶ２＜１となっている。
このような構成の場合、吸気渦流１１１ａ、１１１ｂは、図示するように、上から見て、それぞれ副吸気通路１０１ａ、１０１ｂの延長線から外側に吹き出し、シリンダを縦にしたとき、横方向成分を持った縦渦、すなわち斜め渦として旋回する。このような構成では、時間経過に伴う渦流の減衰が大きく、流入する吸気流量が図３の構成と同じ場合には、図３の構成よりも燃焼促進効果は小さくなる。また、燃焼室中心は横渦（スワール）の流れの影響を受けるので、燃焼室１０３中心付近に濃い混合気を安定して配置するのが困難となる。よって、希薄混合気では安定した着火性・燃焼性を確保するのが困難となる。
【００２４】
（２）Ｖ２が大きすぎる（副吸気通路１０１ａ，ｂの間隔が広い）場合
第２の比較例として、副吸気通路１０１ａ，ｂの間隔が広い場合の、副吸気通路１０１ａ，ｂからの吸気の流入状態を図５に示す。この図５も、前述した図３に相当する図である。
【００２５】
図５において、２本の副吸気通路１０１ａおよび１０１ｂは、互いに平行になるように配置されている。しかし、それら副吸気通路１０１ａ，ｂの間隔が図３の構成よりもやや広くなっており、この結果、燃焼室１０３内を、副吸気通路１０１ａ，１０１ｂの中心線の延長線を含みピストンの運動方向に垂直な面で分割して形成される３つの空間１０３Ａ，Ｂ，Ｃのそれぞれの堆積をＶ１、Ｖ２、Ｖ３としたとき、これらの大きさの比は、Ｖ１＝Ｖ３＝１とするとＶ２＞４となっている。
このような構成の場合、吸気渦流１１１ａ、１１１ｂは、図示するように、上から見て、それぞれ副吸気通路１０１ａ、１０１ｂの延長線から内側に吹き出し、シリンダを縦にしたとき、横方向成分を持った縦渦、すなわち斜め渦として旋回する。このような構成では、時間経過に伴う渦流の減衰が大きく、流入する吸気流量が図３の構成と同じ場合には、図３の構成よりも燃焼促進効果は小さくなる。また、燃焼室中心は横渦（スワール）の流れの影響を受けるので、燃焼室１０３中心付近に濃い混合気を安定して配置するのが困難となる。よって、希薄混合気では安定した着火性・燃焼性を確保するのが困難となる。
【００２６】
一方、図１及び図２に戻り、吸気制御弁１０７の外径は、吸気制御弁１０７を閉じ状態にしたときにおいて、

となるように、すなわち主通路１１０のうち吸気制御弁１０７が取り付けられる部分の内径より小さく設定される。このように小さく設定することにより、温度変化による熱膨張によって吸気制御弁１０７と主通路１１０との干渉や動作不良を防止することができる。
このような設定を実現する具体的な構造としては、例えば、
（副吸気通路１０１ａ，ｂの断面積の合計値）／｛（副吸気通路１０１ａ，ｂの断面積の合計値）＋（すき間部分１０７ａの主通路１１０に垂直な断面への投影面積）｝＝０．５〜０．９５となるように構成されている。このことによる作用効果を、図６を用いて、以下詳細に説明する。
この図６は、分流比を変えた場合のエンジンのリーン限界の変化を検討した実験結果を表したものであり、横軸に分流比を、縦軸にリーン限界空燃比をとって表したものである。図６において、分流比０％（つまり吸気管主通路１１０のみから吸気される状態）近傍から分流比を徐々に大きくしていくと、吸気渦流の強さが増し、これにともなってリーン限界空燃比も向上する。すなわち、高い空燃比でのエンジンの運転が可能になる。そして、分流比≒５０％（つまり主通路１１０の流量と副吸気通路１０１ａ，ｂの流量が等しい状態）で、法定の燃費・排気規制適合空燃比に達する。さらに分流比を大きくしていくとさらにリーン限界空燃比は向上するが、分流比≒８０％でピークを迎え、これを超えると、分流比の増加にともなってリーン限界空燃比は低下する。そして分流比≒９０％で再び法定排気規制適合空燃比の下限に等しくなり、分流比１００％（つまり副吸気通路１０１ａ，ｂのみから吸気される状態）では、法定の燃費・排気規制適合空燃比より小さくなる。
以上の実験結果に示されるように、希薄燃焼に好適な吸気渦流１１１ａ，ｂを生成できる分流比は、約５０〜９５％の間であることがわかる。これは、分流比が５０％以下では吸気渦流１１１ａ，ｂが弱くなり過ぎ、必要な強さの吸気渦流１１１ａ，ｂを生成できないこと、また、分流比９５％以上では吸気渦流１１１ａ，ｂが強くなり過ぎることと、吸気制御弁１０７から吸気弁１０２までの部分が閉管となり、燃料の吹き返し等によって燃焼室１０３への正常な燃料供給が行われにくくなることが原因である。
ここにおいて、従来構造では、吸気制御弁１０７と、これが取り付けられる吸気管主通路１１０の内面に全く隙間がない構成の場合があり、このとき吸気制御弁１０７を閉じると分流比が約１００％となって、上記の適切な分流比の範囲（５０％〜９５％）を外れていた。また、Ｖ型でない、直列に気筒が配列したエンジンにあっても、吸気制御弁１０７全閉時の分流比を１００％近くに設定しており、適切な分流比範囲を外れていた。そしてこのとき、各々の気筒に流入する吸気の分流比を約１００％に揃えるためには高い加工精度が必要であるので、コストの高騰を招くという課題もあった。
これに対して、本実施形態においては、分流比を０．５〜０．９５とすることで、副吸気通路１０１ａ，ｂを流れる空気量の吸入空気流量全体に対する比率（＝分流比）が０．５未満の場合のように、吸気渦流１１１ａ，ｂが弱くなり過ぎ、必要な強さの吸気渦流を生成できなくなるのを防止することができ、また、分流比０．９５を超える場合のように吸気渦流１１１ａ，ｂが強くなり過ぎたり、また吸気制御弁１０７から吸気弁１０２までの部分が閉管となり、燃料の吹き返し等により、燃料が燃焼室１０３内に正常に送られにくくなるのを防止することができる。これによって希薄燃焼に対し適切な吸気渦流強度を確実に得ることができるので、希薄空燃比で運転できる領域が広くなる。
【００２７】
また、吸気制御弁１０７と吸気弁１０２の距離は、吸気管の中心部に沿って３００ｍｍ以内になるように構成されている。これにより、必然的に吸気制御弁１０７と吸気弁１０２との間の容積が小さくなるので、低負荷時において、吸気行程から次の吸気行程までの間に、この容積に滞留する吸気の量が少なくなる。よって次の吸気行程時に吸気弁１０２が開いたとき、相対的に副吸気通路１０１ａ、１０１ｂからの吸気流の減衰を抑え、必要な強度の吸気渦流１１１ａ、１１１ｂをシリンダ燃焼室１０３内に効率よく生成することができる。
【００２８】
また、主通路１１０と、副吸気通路１０１ａ、１０１ｂは、アルミ鋳物、または樹脂などの、同一の構造材で形成する。これにより、これらをそれぞれ独立の部品で構成する場合に比し、吸気管全体のコンパクト化、軽量化を図ることができ、併せて組立の手数を少なくし、コスト低減を図ることができる。またさらに進んでこれらを一体に構成してもよい。この場合は、上記同様吸気制御弁１０７と吸気弁１０２との間の容積が小さくなるので、相対的に副吸気通路１０１ａ、１０１ｂからの吸気流の減衰を抑え、必要な強度の吸気渦流１１１ａ、１１１ｂをシリンダ燃焼室１０３内に効率よく生成することができる効果もある。
さらに、吸気制御弁１０７、主通路１１０（さらには副吸気通路１１０ａ、１１０ｂ）を、同一材料または同一の線膨張係数を持つ材質で構成する。例えば、主通路１１０が樹脂の場合は吸気制御弁１０７も樹脂に、主通路１１０がアルミで構成される場合は吸気制御弁１０７もアルミとする。これにより、吸気管の周囲環境温度が変化しても、吸気制御弁１０７まわりのすき間１０７ａ、副吸気通路１０１ａ、１０１ｂの大きさは、温度が変化する前と相似の関係を保つので、大きさの比率も変わらない。したがって、温度が変化しても、吸気渦流１１１ａ、１１１ｂの強度を同一に保つことができる。また温度変化により、吸気制御弁１０７が主通路１１０と干渉したりして動作不良を起こすのを確実に防止する効果もある。
【００２９】
以上のような構成を６気筒分備えた本実施形態のエンジン吸気装置は、Ｖ型エンジン（図示しない）の左右バンクの間に置かれている。そのうち、６つの吸気制御弁１０７近傍の構成を示す上面図を図７に示す。
図７及び図１において、吸気管主通路１１０は、図中上方から、第１、第３、第５気筒用には図面に向かって右側へ、第２、第４、第６気筒用には図面に向かって左側に向かっており、各気筒において、吸気制御弁１０７の外径は、主通路１１０の内径より小さくなっている。
また、６つの吸気制御弁１０７は、全て共通の開閉用シャフト１１５に固定されており、このとき、各吸気制御弁１０７はシャフト１１５の軸心に対して軸対象となるように（言い換えれば、その中心を通る軸線が、吸気管主通路の中心線１１０ａと一致するように）配置されている。これによって、すき間１０７ａの大きさが、吸気制御弁１０７の周方向の各位置でほぼ一定になる。これにより、図１および図２でも示したように、吸気制御弁１０７を閉じた状態で、６気筒への吸気系をそれぞれ同一形状にすることができる。
【００３０】
また、吸気制御弁１０７およびこれを開閉するシャフト１１５の作動は、電磁バルブ（図示しない）によって動作する負圧ダイヤフラム２０１（図１参照）により行われ、その開閉の指令はコントロールユニット２０２によって行われる。
【００３１】
この吸気制御弁１０７の開閉動作を含む吸気系全体の制御フローチャートを図８に示す。
図８において、まず、運転者の意図を検出し、エンジン水温及び回転数とを検出し、必要とするエンジンの回転数およびトルクを算出する。このとき運転者の意図は、例えばアクセルペダルの踏み込みの程度、または踏み込み具合の変化量から、必要な軸出力として算出される値とする。
次に、この値と、車速及びギヤ位置（場合によっては道路状況も）に関する情報から、エンジンの運転条件、すなわち現在必要な回転数およびトルクが計算され、さらにこれらに基づき目標空燃比が算出される。
そして、これらの情報をもとに、設定された条件では、燃焼室１０３内に吸気渦流１１１ａ，ｂを発生させるべきか否か、マップを参照することにより調べる。吸気渦流の必要な条件であった場合、吸気制御弁１０７は全閉に、吸気渦流に適さない条件であった場合、吸気制御弁１０７は全開に設定される。
その後、空燃比に応じたスロットル開度、燃料量、燃料噴射時期が順次設定される。
上記の手順によって、運転状態にあった吸気渦流１１１ａ，ｂを燃焼室１０３内に生成し、また、希薄燃焼領域、従来の理論空燃比近傍の領域とも、適切な燃料量・空気量をエンジンに供給する。
【００３２】
以上説明したように、本実施形態によれば、分流比を５０〜９５％に設定するので、希薄燃焼に対し適切な強度の吸気渦流１１１ａ，ｂを確実に得ることができる。よって、希薄空燃比で運転できる領域が広くなる。
またこのとき、吸気制御弁１０７の閉じ状態で全閉となる従来構造、特に多気筒Ｖ型や水平対抗型のように隣接する気筒の吸気の方向がほとんど反対方向になるような多気筒エンジンにあっては、適切な分流比を得るために吸気制御弁１０７の中間開度を用いる必要があり、この場合、エンジンの左右バンクにおいて、シリンダ側からみて吸気制御弁１０７の開き方向が逆になり、分流比が強くなりすぎたり弱くなりすぎたりして各気筒で吸気渦流強度の気筒間ばらつきが生じる場合があった。しかしながら、上記実施形態においては、例えば、吸気制御弁１０７の閉じ状態において吸気制御弁１０７の周囲に隙間１０７ａがあく構成とするので、全閉状態にしてもある程度の分流比を得ることができるので、中間開度におけるこのようなばらつきを生じにくくすることができる。
【００３３】
また本実施形態によれば、燃焼室１０３内を、２本の副吸気通路１０１ａ，ｂ中心線の延長線を含みピストン１１２の運動方向に垂直な面で分割して形成される３つの空間１０３Ａ，Ｂ，Ｃの体積をＶ１，Ｖ２，Ｖ３としたとき、Ｖ１：Ｖ２：Ｖ３＝１：１：１〜１：４：１となるように、２本の副吸気通路１０１ａ，ｂの間隔が設定されているので、点火プラグ１０４の近傍である燃焼室１０３中心付近に濃い混合気を集めることができる。よって、希薄混合気の条件下でも、従来の構成より安定した着火性・燃焼性を確保することができるので、希薄空燃比で運転できる領域が広くなる。
【００３４】
上記したような、希薄空燃比運転領域拡大の作用効果を、図９及び図１０を用いてさらに具体的に説明する。
図９に、本実施形態の吸気装置の構成における、エンジン回転数およびトルクに対する希薄空燃比限界の領域図およびその運転範囲を示し、従来の、吸気渦流生成機構を持たないエンジンの希薄空燃比限界の領域図及びその運転範囲を図１０に示す。なお図９及び図１０中において、枠外の領域は、その回転数またはトルクで運転できない領域を示しており、図中の数字は、その領域における希薄空燃比限界を示している。
図９において、太線Ａ−Ａより上側の領域では、吸気制御弁１０７が開いて吸気渦流１１１ａ，ｂが弱められ、エンジンは、理論空燃比近傍の空燃比１４〜１６で運転される。これに対して、図１３の太線Ａ−Ａより下側の領域では、吸気制御弁１０７が閉じて吸気渦流１１１ａ，ｂが強まるので、エンジンは空燃比２２以上の希薄混合気で運転される。図示するように、エンジンが希薄空燃比で運転できる領域が広くなってることがわかる。
また、図９と図１０とを比較することにより、本実施形態の吸気装置は、スワール生成機構を持たない従来のエンジンと同様の最高出力を確保できることがわかる。
【００３５】
本発明の第２の実施形態を図１１により説明する。本実施形態は第１の実施形態同様、Ｖ型６気筒エンジンの吸気管に適用した例である。
【００３６】
本実施形態のエンジン吸気装置の、６つの吸気制御弁２０７近傍の構成を示す上面図を図１１に示す。この図１１は第１の実施形態の図７に対応する図であり、同等の部材については同一の符号を付す。
図１１において、第１の実施形態と異なる点は、各気筒とも、各吸気制御弁２０７は、シャフト１１５の軸心から対応する燃焼室１０３側に偏心させるように、シャフト１１５に固定され、吸気制御弁２０７の周方向において、すき間２０７ａの大きさが流入する気筒に近い側で大きく、遠い側で小さくなるように取り付けられていることである。
【００３７】
その他の構造は、各気筒について吸気制御弁２０７の外径が主通路１１０の内径より小さくなっていることや、吸気制御弁２０７の中心を通る軸線が、吸気管主通路の中心線１１０ａと一致するようにシャフト１１５に取り付けられることや、吸気制御弁２０７の外径が吸気制御弁２０７を閉じたときに分流比５０〜９５％となるような大きさに設定されていること等を含み、第１の実施形態とほぼ同様である。
【００３８】
本実施形態によっても、第１の実施形態と同様の効果を得ることができる。
またこれに加えて、吸気制御弁２０７と取り付け部吸気管主通路１１０とのすき間２０７ａが、燃焼室１０３からみて同方向に位置するようにできるので、これらを通過する吸気流１０８も各気筒でほぼ同様となり、これらが気筒間の吸気渦流１１１ａ，ｂの強度のばらつきに及ぼす影響をさらに小さくすることができる。
【００３９】
なお、上記第２の実施形態においては、吸気制御弁２０７を、流入する気筒と反対側へ偏心させたが、実際には、各気筒の相似性が変わらなければ、気筒と同じ側へ偏心させたり、あるいは横方向の吸気制御弁２０７の中心線（図示しない）を基準として、それぞれ横方向に偏心させることもできる。これらの場合も、同様の効果を得る。
【００４０】
本発明の第３の実施形態を図１２により説明する。本実施形態も第１の実施形態同様、Ｖ型６気筒エンジンの吸気管に適用した例である。
【００４１】
本実施形態のエンジン吸気装置の、６つの吸気制御弁３０７近傍の構成を示す上面図を図１１に示す。この図１２は第１の実施形態の図７、第２の実施形態の図１１に対応する図であり、同等の部材については同一の符号を付す。
図１２において、第１及び第２の実施形態と異なる点は、各気筒とも、各吸気制御弁３０７に切り欠き３０７Ａを設け、各切り欠き３０７Ａが、シャフト１１５からみて対応する燃焼室１０３と同じ側（言い換えれば、吸気制御弁３０７の周方向において流入する気筒に近い側）に配列されていることである。
【００４２】
その他の構造は、各気筒について吸気制御弁３０７の外径が主通路１１０の内径より小さくなっていることや、吸気制御弁３０７の中心を通る軸線が、吸気管主通路の中心線１１０ａと一致するようにシャフト１１５に取り付けられることや、吸気制御弁２０７の外径及び切り欠き３０７Ａの大きさが、吸気制御弁３０７を閉じたときに分流比５０〜９５％となるような大きさに設定されていること等を含み、第１及び第２の実施形態とほぼ同様である。
【００４３】
本実施形態によっても、第１の実施形態と同様の効果を得ることができる。
またこれに加え、第２の実施形態と同様、気筒間の吸気渦流１１１ａ，ｂの強度のばらつきをさらに小さくすることができる。
【００４４】
本発明の第４の実施形態を図１３により説明する。本実施形態も第１の実施形態同様、Ｖ型６気筒エンジンの吸気管に適用した例である。
【００４５】
本実施形態のエンジン吸気装置の、６つの吸気制御弁４０７近傍の構成を示す上面図を図１３に示す。この図１３は第１の実施形態の図７、第２の実施形態の図１１、第３の実施形態の図１２に対応する図であり、同等の部材については同一の符号を付す。
図１３において、第１〜第３の実施形態と異なる点は、各気筒とも、各吸気制御弁４０７に通気孔４０７Ａを設け、各通気孔４０７Ａが、シャフト１１５からみて対応する燃焼室１０３と同じ側（言い換えれば、吸気制御弁４０７の周方向において流入する気筒に近い側）に配列されていることである。
【００４６】
その他の構造は、各気筒について吸気制御弁４０７の外径が主通路１１０の内径より小さくなっていることや、吸気制御弁４０７の中心を通る軸線が、吸気管主通路の中心線１１０ａと一致するようにシャフト１１５に取り付けられることや、吸気制御弁４０７の外径及び通気孔４０７Ａの大きさが、吸気制御弁４０７を閉じたときに分流比５０〜９５％となるような大きさに設定されていること等を含み、第１〜第３の実施形態とほぼ同様である。
【００４７】
本実施形態によっても、第１の実施形態と同様の効果を得ることができる。
またこれに加え、第２及び第３の実施形態と同様、気筒間の吸気渦流１１１ａ，ｂの強度のばらつきをさらに小さくすることができる。
【００４８】
なお、上記第３及び第４の実施形態では、切り欠き部３０７Ａまたは通気孔４０７Ａを、流入する気筒に近い側に設けたが、実際には、各気筒の相似性が変わらなければ、気筒から遠い側であってもよい。これらの場合も、同様の効果を得る。
【００４９】
本発明の第５の実施形態を図１４により説明する。本実施形態は、第３の実施形態に示された切り欠き３０７Ａを備えた吸気制御弁３０７を主通路１１０の下流よりに設ける場合の実施形態である。
本実施形態によるエンジン吸気装置も、第１〜第４の実施形態同様、Ｖ型６気筒エンジンの吸気管に適用されるものであり、その６気筒のうちの１気筒に係る構成を表す側断面図を図１４に示す。この図１４は、第１の実施形態の図２に対応する図である。第３の実施形態と同等の部材には同一の符号を付す。
【００５０】
図１４において、本実施形態が第３の実施形態と異なる点は、吸気制御弁３０７を主通路１１０の下流よりに設け、そしてこの吸気制御弁３０７より上流側に燃料噴射弁１０５を設け、この燃料噴射弁１０５から噴射される噴霧１０６ａ，ｂが、吸気制御弁３０７の切り欠き部３０７Ａを通り、さらに、吸気弁１０２とその弁座の間隙部（または吸気弁１０２そのもの）を指向するように構成した点である。
またこのとき、燃料噴射弁１０５の噴射期間は、吸気制御弁３０７が閉じられ吸気弁１０２が開くことにより燃焼室１０３に吸気が行われている時期とオーバーラップするように制御される。
その他の点は、第３の実施形態とほぼ同様である。
【００５１】
本実施形態によっても、第３の実施形態と同様の効果を得る。
またこれに加え、燃料噴射弁１０５からの噴霧１０６ａ，ｂが吸気制御弁３０７の切り欠き３０７Ａを通過するとき、吸気流速が速くなっていることから噴霧が微粒化されて燃焼室１０３内に流入するので、空気と燃料の混合すなわち混合気形成を促進することができる。また噴霧１０６ａ，ｂが高速となるので、燃料噴射弁１０５が燃焼室１０３から離れていても、応答性よく燃料を供給できる。また、燃料系が高温の燃焼室１０３から離れているので、燃料の加熱により燃料内に気泡が混入する可能性が少なく、燃料噴射量のばらつき等の不具合を防げるという効果もある。
【００５２】
なお、上記第５の実施形態において、噴霧１０６は、吸気制御弁３０７の切り欠き部３０７Ａを通過させたが、これに限定されるものではない。例えば、第４の実施形態の吸気制御弁４０７の通過孔４０７Ａを通過させる構成や、または第２の実施形態の吸気制御弁２０７における周囲の間隙部２０７Ａが広くなった部分であってもよい。
また、上記第１〜第５の実施形態では、副吸気通路１０１が２本の場合の場合について示したが、この本数に限定されるものではなく、任意の本数の副吸気通路を用いてもよい。また、副吸気通路１０１の途中に弁を設け、運転条件により使用する副吸気通路１０１の本数を変化させてもよい。ただし、副吸気通路１０１の本数が変化した場合でも、副吸気通路１０１の断面積の合計は、吸気通路の全断面積に対し５０〜９５％の範囲の割合を保つようにすることが望ましい。
【００５３】
【発明の効果】
本発明によれば、吸気渦流が弱くなり過ぎたり強くなりすぎたりするのを防止し、希薄燃焼に対し適切な吸気渦流強度を確実に得ることができるので、希薄空燃比で運転できる領域が広くなる。また、吸気制御弁を全閉状態にしてもある程度の分流比を得ることができるので、吸気制御弁の閉じ状態で全閉となる従来構造のような、中間開度における各気筒での吸気渦流強度の気筒間ばらつきを生じにくくすることができる。
【００５４】
また本発明によれば、長時間に渡って渦流の回転方向を安定的に保ち、点火プラグの近傍である燃焼室中心付近に濃い混合気を集めることができる。よって、希薄混合気の条件下でも、従来の構成より安定した着火性・燃焼性を確保することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態によるエンジン吸気装置のうち、６気筒のうちの１気筒に係る構成を表す上面図である。
【図２】図１に示された構成の側断面図である。
【図３】ある気筒における、副吸気通路からの吸気の流入状態を示す図である。
【図４】副吸気通路の間隔が狭い第１の比較例における、副吸気通路からの吸気の流入状態を表す図である。
【図５】副吸気通路の間隔が広い第２の比較例における、副吸気通路からの吸気の流入状態を表す図である。
【図６】分流比を変えた場合のエンジンのリーン限界の変化を検討した実験結果を表した図である。
【図７】６つの吸気制御弁近傍の構成を示す上面図である。
【図８】吸気制御弁の開閉動作を含む吸気系全体の制御フローチャートである。
【図９】希薄空燃比運転領域拡大の作用効果を表す図である。
【図１０】希薄空燃比運転領域拡大の作用効果を表す図である。
【図１１】本発明の第２の実施形態によるエンジン吸気装置の、６つの吸気制御弁近傍の構成を示す上面図である。
【図１２】本発明の第３の実施形態によるエンジン吸気装置の、６つの吸気制御弁近傍の構成を示す上面図である。
【図１３】本発明の第４の実施形態によるエンジン吸気装置の、６つの吸気制御弁近傍の構成を示す上面図である。
【図１４】本発明の第５の実施形態によるエンジン吸気装置のうち、６気筒のうちの１気筒に係る構成の側断面図である。
【符号の説明】
１０１ａ，ｂ副吸気通路
１０２吸気弁
１０３シリンダ燃焼室
１０４点火プラグ
１０５燃焼噴射弁
１０６噴霧
１０７吸気制御弁
１０７ａ吸気制御弁と吸気管主通路のすき間
１０８主通路を通る吸入空気
１１０吸気管主通路
１１０ａ吸気管主通路の中心線
１１１ａ，ｂ吸気渦流
１１２ピストン
１１５吸気制御弁用シャフト（開閉軸）
２０１負圧ダイヤフラム
２０２コントロールユニット
２０７吸気制御弁
３０７吸気制御弁
３０７ａ吸気制御弁と吸気管主通路のすき間
３０７Ａ吸気制御弁切り欠き部
４０７吸気制御弁
４０７ａ吸気制御弁と吸気管主通路のすき間
４０７Ａ吸気制御弁の通過孔[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a lean burn engine system in which an intake vortex is generated in a combustion chamber of an internal combustion engine in accordance with an operation state to promote combustion even at a lean air-fuel ratio to maintain drivability, and in particular, to such a system. The present invention relates to an intake device for an internal combustion engine used in the present invention.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, there has been known a technique for generating an intake vortex in an engine cylinder to improve combustion performance. In addition, there is known a technique for reducing a pumping loss of an engine and improving a fuel consumption rate by setting a lean air-fuel ratio at a low engine load.
[0003]
By combining these, when the engine is under a low load, the mixture is made a lean mixture, and an intake vortex is generated to improve the combustibility and reduce the fuel consumption, while at the same time reducing the harmful exhaust gas such as CO, HC and NOx. Also, the technology of a so-called lean burn engine is known.
[0004]
In this method, it is desirable to make the intake vortex to have an optimum strength in accordance with the operation state. Specifically, a configuration is desired in which the intake vortex is made higher when the engine load is low to improve the combustibility, and when the load is high, the intake vortex is weakened so that a large amount of air is sucked in to increase the output.
[0005]
For example, the following are known techniques for realizing this.
JP-A-6-81719
In this known technique, a main passage having a large cross-sectional area, an intake control valve for controlling the flow rate of the main passage, and a plurality of sub-intake passages having a smaller total cross-sectional area than the main passage are bypassed. When the load is mainly low, the intake control valve is closed or set to an intermediate opening to increase the proportion of intake air flowing to the auxiliary intake passage, thereby providing a biased auxiliary intake passage in the main intake pipe. A high-speed intake air flow is blown out from the opening of the cylinder, thereby generating a swirl or a tumble in the cylinder.At a high load, the intake control valve is opened, and the intake air amount from the main passage is increased to weaken the intake vortex flow. The output is increased by increasing the amount of intake air.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, when the above configuration is applied to a multi-cylinder internal combustion engine, or when it is intended to operate under various temperature conditions, there are the following problems.
That is, first, if the ratio of the amount of intake air flowing through the sub intake passage to the entire intake air flow rate (hereinafter, appropriately referred to as a “division ratio”) is too low or too high, an intake vortex flow suitable for lean combustion is reliably generated. It will be difficult to do. For example, if the shunt ratio is too low, the intake vortex is too weak, and it is difficult to generate the intake vortex of the required strength. Conversely, if the branch ratio is too high, the intake vortex will be too strong. In addition, a portion from the intake control valve to the sub-intake passage is closed, and the fuel may not be normally sent to the cylinder due to the return of the fuel, or the fuel may be easily dirty. Second, regarding the positional relationship between the two sub intake passages and the cylinder, the intake vortex generated in the cylinder by the intake from the sub intake passage is generated as a tumble (vertical vortex) with as high efficiency as possible. No consideration was given to preventing early decay of the intake vortex and maintaining stable ignitability and combustibility.
[0007]
A first object of the present invention is to provide an intake device for an internal combustion engine that can reliably obtain an appropriate intake vortex intensity for lean burn.
[0008]
A second object of the present invention is to provide an intake device for an internal combustion engine that can generate a tumble in an intake vortex with high efficiency.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The firstAnd the secondAccording to the present invention, an intake pipe main passage for guiding air into a cylinder, an intake control valve for controlling the air flow rate by opening and closing the intake pipe main passage at a predetermined opening degree,Two intake valves provided in the cylinder, and provided for each of the two intake valves,Bypass the intake pipe control valve and intake pipe main passageFrom near the corresponding intake valveGuides air into the cylinderThe two vortices that form the vortexSub intake passageThe intake pipe main passage, the intake control valve, the intake valve, the sub intake passageHowever, in the intake device of the internal combustion engine provided for each cylinder,The two sub intake passages are arranged substantially parallel to each other, and are formed by dividing the inside of the cylinder by a plane including an extension of the center line of the two sub intake passages and perpendicular to the direction of movement of the piston. Of the three spaces, the volume of the central space is V Two , The volume of the two spaces on each side 1 And V Three And V 1 : V Two : V Three = 1: 1: 1 to 1: 4: 1, the interval between the two auxiliary intake passages is set,When the intake control valve is in the closed state,TwoWherein the ratio of the amount of air flowing through the sub intake passage to the total intake air flow is 50% or more and 95% or less.
This allows twoAs in the case where the ratio of the amount of air flowing through the sub-intake passage to the total intake air flow rate (= division ratio) is less than 50%, the intake vortex is prevented from becoming too weak to generate the intake vortex having the required strength. I do. In addition, the intake vortex becomes too strong as in the case where the flow division ratio exceeds 95%, and the portion from the intake control valve to the intake valve is closed, so that it is difficult for the fuel to be normally sent to the cylinder due to the return of the fuel. To prevent As a result, it is possible to reliably obtain an appropriate intake vortex intensity for lean combustion. Therefore, the region where the operation can be performed with the lean air-fuel ratio is widened.
In addition, when the intake vortex flows from the two auxiliary intake passages into the cylinder substantially in parallel, the intake vortex flows into the cylinder almost in parallel, and there is an equal intake volume on each side of the swirl flow generated by the flow. As a result, the swirling flow does not deviate to the outside or inside of the cylinder and is not attenuated, and a strong vortex can be maintained even in the compression stroke after the intake stroke. In addition, at this time, the flow becomes a vortex with only a stable vertical vortex (tumble) with almost no horizontal vortex (swirl) component while keeping the main flow on the extension of the center line of the sub intake passage. Keep turning in the state. Therefore, from the intake stroke of the engine to the compression stroke and the ignition timing, the rotational direction of the vortex is kept stable for a long time, and the remaining period of the vortex is long, so that the rich air-fuel mixture is collected near the spark plug near the center of the cylinder. Even under the condition of a large and lean mixture, stable ignitability and flammability can be secured as compared with the conventional configuration.
[0010]
Preferably, in the intake device for the internal combustion engine, the intake control valves are all fixed to a common opening / closing shaft, and each intake control valve is provided with one of a notch and a vent, and each notch or vent is An intake device for an internal combustion engine is provided, which is arranged on the same side as a corresponding cylinder when viewed from the opening / closing shaft.
That is, by providing one of the notch and the vent hole in each intake control valve, it is possible to realize a configuration in which the flow dividing ratio can be made smaller than 100% even when each intake control valve is in the closed state. In addition, since the notch portion and the vent hole of the intake control valve are arranged on the same side as the cylinder when viewed from the opening / closing axis, the intake air passing therethrough in the closed state of the intake control valve is almost the same in each cylinder, The influence of these on the variation of the intake vortex intensity between cylinders can be reduced, and stable combustion can be obtained. As a result, even if the air-fuel ratio is leaner than in the past, it is possible to prevent problems due to deterioration of combustion in some cylinders, and to obtain a stable operation state over all cylinders.
[0011]
More preferably, in the intake device for the internal combustion engine, a fuel injection valve for injecting fuel into a corresponding cylinder is provided on the upstream side of the corresponding intake control valve in each intake pipe main passage, and from the fuel injection valve An intake device for an internal combustion engine is provided, wherein at least a part of the injected spray passes through one of a notch and a vent provided in the intake control valve.
Thereby, when the spray from the fuel injection valve passes through the notch or the vent of the intake control valve, the spray is atomized and flows into the cylinder because the intake flow velocity is high, so that the air and the fuel are mixed. Mixing, that is, mixture formation, can be promoted. Further, since the spray speed is high, fuel can be supplied with good responsiveness even when the fuel injection valve is away from the combustion chamber. In addition, since the fuel system is separated from the high-temperature combustion chamber, there is little possibility that bubbles are mixed in the fuel due to heating of the fuel, and there is also an effect that problems such as variation in the fuel injection amount can be prevented.
[0012]
Also preferably, in the intake device of the internal combustion engine, all of the intake control valves are fixed to a common opening / closing shaft, and the outside diameter of each intake control valve is such that the intake control valve of the corresponding intake pipe main passage has An intake device for an internal combustion engine, characterized in that the intake device is smaller than an inner diameter at a position where the intake device is mounted.
That is, by making the outer diameter of each intake control valve smaller than, for example, 1% or more than the inner diameter of the intake pipe main passage to which the intake control valve is attached, even when the intake control valve is in the closed state, the flow dividing ratio can be made smaller than 100%. Can be realized. In addition, there is also an effect that there is no possibility that the intake control valve may interfere with the intake pipe main passage due to a temperature change and cause a malfunction.
[0013]
More preferably, in the intake device for an internal combustion engine, each intake control valve is fixed to the opening / closing shaft so as to be axially symmetric with respect to the axis of the opening / closing shaft. An intake device is provided.
[0014]
Preferably, in the intake device for the internal combustion engine, each intake control valve is fixed to the opening / closing shaft so as to be eccentric from the axis of the opening / closing shaft toward a corresponding cylinder. Is provided.
That is, by these, the gap between the intake control valve and the mounting portion intake pipe main passage can be located in the same direction as viewed from the cylinder, so that the intake air passing therethrough is almost the same in each cylinder, and these Can further reduce the influence on the variation of the intake vortex strength.
[0015]
Preferably, in the intake device for an internal combustion engine, a distance between each intake control valve and an intake valve provided in a corresponding cylinder is within 300 mm along an intake flow path. Is provided.
As a result, the volume inevitably decreases during this period, and for each cylinder, between the intake stroke and the next intake stroke at a low load, the intake control valve and the intake valve pass through the sub intake passage or the main air passage. The amount of intake air staying in the portion becomes smaller. Therefore, when the intake valve is opened during the intake stroke, the amount of air that flows through the auxiliary intake passage and is effective for generating the intake vortex can be increased, and the intake vortex can be efficiently generated.
[0016]
More preferably, in the intake device for an internal combustion engine, an intake device for an internal combustion engine is provided, wherein an intake pipe main passage at a portion to which each intake control valve is attached and a corresponding auxiliary intake passage are integrally formed. Is done.
This makes it possible to reduce the size and weight of the entire intake pipe as compared to the case where the main intake passage and the sub intake passage are realized by independent components. Can be achieved. In addition, since the distance between each intake control valve and the intake valve provided in the corresponding cylinder can be reduced, the volume between the intake control valves is inevitably reduced. In the meantime, the amount of intake air staying in this portion is reduced. Therefore, it is possible to relatively suppress the attenuation of the intake air flow from the auxiliary intake passage, increase the amount of air that flows through the auxiliary intake passage during the intake stroke and is effective for generating the intake vortex, and efficiently generate the intake vortex. . Further, it is possible to provide a small, lightweight and low-cost intake system.
[0017]
Preferably, in the intake device of the internal combustion engine, a linear expansion coefficient of a material forming each intake control valve is substantially the same as a linear expansion coefficient of an intake pipe main passage in a portion to which the intake control valve is attached. An intake device for an internal combustion engine is provided.
As a result, even when the ambient temperature changes, the size of the intake control valve and the intake pipe main passage maintain a similar relationship as before the temperature changes, so that the gap between the structural material and the gap is smaller than in the conventional configuration. The intake system has a small change in the ratio of the dimensions and therefore a small change in the cross-sectional area ratio between the two intake passages and a small change in the branch flow ratio, and can reliably maintain the same intake vortex intensity. In addition, there is an effect of more reliably preventing the intake control valve from interfering with the intake pipe main passage due to a temperature change and causing an operation failure, and the reliability of the intake system can be improved.
[0019]
More preferably, in the intake device for an internal combustion engine, an interval between the two auxiliary intake passages is set such that V1: V2: V3 = 1: 2: 1. An intake device is provided.
[0020]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
The engine intake device according to the present embodiment is an example applied to an intake pipe of a V-type six-cylinder engine. FIG. 1 is a top view showing a configuration relating to one cylinder among the six cylinders, and FIG. 2 is a side sectional view thereof.
In FIGS. 1 and 2, a main passage 110 serving as an independent intake pipe is configured to guide air (intake air) 108 into a cylinder combustion chamber 103 of an engine having two intake valves 102. An intake control valve 107 for controlling the air flow rate by opening and closing the main passage 110 at a predetermined opening degree is provided near the entrance of the main passage 110, and the

sub intake passages

101a and 101b are connected upstream from the main passage 110 and the intake control valve 107. Is installed so as to lead air into the combustion chamber 103 by bypassing the air. The sum of the cross-sectional areas of the two

sub-intake passages

101a and 101b is set to be 1/5 to 1/2 of the cross-sectional area of the main passage 110 in the vicinity of the branch portion from the sub-intake passage. Of these components, the main passage 110, the intake control valve 107, and the

sub intake passages

101a and 101b constitute an intake vortex flow generating mechanism.
[0021]
The outlets of the

sub intake passages

101a and 101b open in the vicinity of two intake valves 102 provided in the combustion chamber 103, respectively. The air passing through the

sub intake passages

101a and 101b becomes a jet flow, flows into the combustion chamber 103 from the side near the cylinder wall surface of the two intake valves 102, passes through the gap between the intake valve and its valve seat, and flows into the two intake vortex flows 111a, 111b is generated. The two

intake swirls

111a and 111b pass above the combustion chamber 103 and swirl along the surface of the piston 112 as shown in FIG. At this time, two-

direction sprays

106a and 106b are ejected from the fuel injection valve 105 from the main passage 110 toward the center of the combustion chamber 103, and the

sprays

106a and 106b are separated by the two

intake vortices

111a and 111b. Collected near the center of 103.
At this time, the interval between the two

sub intake passages

101a and 101b is determined so that stable ignition and combustion properties can be ensured even under the condition of a lean mixture. This will be described with reference to FIG.
FIG. 3 is a diagram showing a state of intake air from the

auxiliary intake passages

101a and 101b in a certain cylinder. Two sub intake passages 101a and 101bIsThey are arranged so as to be parallel to each other. The intervals are defined by three spaces 103A, B, and C formed by dividing the inside of the combustion chamber 103 by a plane that includes an extension of the center line of the

auxiliary intake passages

101a and 101b and that is perpendicular to the direction of movement of the piston. Is defined so that V1: V2: V3 = 1: 2: 1 when the respective deposits are V1, V2 and V3.
With this configuration, the volumes of the intake vortex flows 111a and 111b are well balanced on both sides, and when the intake vortex flows 111a and 111b from the two

auxiliary intake passages

101a and 101b flow into the combustion chamber 103 almost in parallel, this flow is obtained. Therefore, the swirl flow does not deviate to the outside or the inside of the combustion chamber 103 and is not attenuated, and the swirl flow does not attenuate even in the compression stroke after the intake stroke. Strong vortices can be maintained. In addition, at this time, the intake vortex flows 111a and 111b are stable with almost no horizontal vortex (swirl) component while the main flow is placed on the extension of the center line of the

sub intake passages

101a and 101b, as shown in the figure. It keeps turning with only vertical vortex (tumble). Accordingly, the rotation direction of the vortex is stably maintained for a long time from the intake stroke to the compression stroke and the ignition timing of the engine, and the remaining period of the vortex is long, so that a rich air-fuel mixture is generated near the ignition plug 104 near the center of the combustion chamber 103. The effect of collecting is large, and it is possible to secure more stable ignitability and flammability than the conventional configuration even under the condition of a lean mixture.
[0022]
The ideal balance of the volumes of V1, V2, and V3 is ideal when V1: V2: V3 = 1: 2: 1, but the inventors of the present application have variously changed these values. As a result of the experiment, it was confirmed that, in the range of 1: 1: 1-1: 4: 1, the ignitability / combustibility to some extent could be secured. This will be described in detail below with reference to FIGS.
(1) When V2 is too small (the interval between the

sub intake passages

101a and 101b is small)
As a first comparative example, FIG. 4 shows a state of inflow of intake air from the

sub intake passages

101a and 101b when the distance between the

sub intake passages

101a and 101b is small. FIG. 4 is a diagram corresponding to FIG. 3 described above.
[0023]
In FIG. 4, two

sub intake passages

101a and 101b are arranged so as to be parallel to each other. However, the distance between the

auxiliary intake passages

101a and 101b is slightly narrower than the configuration shown in FIG. 3, and as a result, the inside of the combustion chamber 103 includes the extension of the center line of the

auxiliary intake passages

101a and 101b and the direction of movement of the piston. When the respective depositions of the three spaces 103A, B, and C formed by being divided on a plane perpendicular to the plane are defined as V1, V2, and V3, the ratio of these sizes is V2 <V1 if V1 = V3 = 1. It is 1.
In the case of such a configuration, as shown in the drawing, the intake vortex flows 111a and 111b blow outward from the extension lines of the

auxiliary intake passages

101a and 101b, respectively, as viewed from above, and when the cylinder is vertically arranged, the horizontal component is reduced. It swirls as a vertical vortex, that is, an oblique vortex. In such a configuration, the eddy current is greatly attenuated with the passage of time, and when the intake flow rate is the same as the configuration in FIG. 3, the combustion promoting effect is smaller than in the configuration in FIG. Further, since the center of the combustion chamber is affected by the flow of the swirl, it becomes difficult to stably arrange a rich mixture near the center of the combustion chamber 103. Therefore, it is difficult to ensure stable ignitability and combustibility with a lean mixture.
[0024]
(2) When V2 is too large (the interval between the

sub intake passages

101a and 101b is wide)
As a second comparative example, FIG. 5 shows a state of inflow of intake air from the

sub intake passages

101a and 101b when the interval between the

sub intake passages

101a and 101b is wide. FIG. 5 also corresponds to FIG. 3 described above.
[0025]
In FIG. 5, two

sub intake passages

auxiliary intake passages

101a and 101b is slightly wider than that of the configuration shown in FIG. 3, and as a result, the movement of the piston in the combustion chamber 103 includes the extension of the center line of the

auxiliary intake passages

101a and 101b. Assuming that the respective depositions of the three spaces 103A, B, and C formed by dividing the plane perpendicular to the direction are V1, V2, and V3, the ratio of these sizes is V2 if V1 = V3 = 1. > 4.
In the case of such a configuration, as shown in the drawing, the intake vortex flows 111a and 111b blow out inward from the extension lines of the

auxiliary intake passages

101a and 101b, respectively, as viewed from above, and when the cylinder is vertically arranged, the horizontal component is reduced. It swirls as a vertical vortex, that is, an oblique vortex. In such a configuration, the eddy current is greatly attenuated with the passage of time, and when the intake flow rate is the same as the configuration in FIG. 3, the combustion promoting effect is smaller than in the configuration in FIG. Further, since the center of the combustion chamber is affected by the flow of the swirl, it becomes difficult to stably arrange a rich mixture near the center of the combustion chamber 103. Therefore, it is difficult to ensure stable ignitability and combustibility with a lean mixture.
[0026]
On the other hand, returning to FIGS. 1 and 2, the outer diameter of the intake control valve 107 is determined when the intake control valve 107 is closed.,

That is, it is set smaller than the inner diameter of the portion of the main passage 110 where the intake control valve 107 is attached. By setting such a small value, it is possible to prevent interference between the intake control valve 107 and the main passage 110 and malfunction due to thermal expansion due to temperature change.
As a specific structure for realizing such a setting, for example,
(Total value of cross-sectional area of sub-intake passages 101a, b) / {(Total value of cross-sectional area of sub-intake passages 101a, b) + (Projected area of gap 107a perpendicular to main passage 110)} = It is configured to be 0.5 to 0.95. The operation and effect of this will be described in detail below with reference to FIG.
FIG. 6 shows an experimental result of examining the change in the lean limit of the engine when the split ratio is changed, in which the horizontal axis represents the split ratio and the vertical axis represents the lean limit air-fuel ratio. It is. In FIG. 6, when the branch ratio is gradually increased from near the branch ratio of 0% (that is, the state where air is sucked only from the intake pipe main passage 110), the strength of the intake vortex increases, and accordingly, the lean limit air The fuel ratio also improves. That is, the engine can be operated at a high air-fuel ratio. Then, at a branch flow ratio of about 50% (that is, a state where the flow rate of the main passage 110 and the flow rate of the

sub intake passages

101a and 101b are equal), the air-fuel ratio conforms to the legal fuel consumption / exhaust regulation. As the shunt ratio is further increased, the lean limit air-fuel ratio is further improved.%soWhen the peak is reached, the lean limit air-fuel ratio decreases with an increase in the shunt ratio. When the branch ratio is 90%, the air-fuel ratio again becomes equal to the lower limit of the statutory exhaust regulation compliant air-fuel ratio. Smaller.
As shown in the above experimental results, it is understood that the split ratio at which the intake swirl flows 111a and 111b suitable for lean combustion can be generated is between about 50% and 95%. This is because if the split ratio is less than 50%, the intake swirls 111a, b are too weak to generate the required swirl 111a, b, and if the split ratio is more than 95%, the intake swirls 111a, b are strong. And the portion from the intake control valve 107 to the intake valve 102 is closed, andBurningThis is because normal fuel supply to the firing chamber 103 becomes difficult to perform.
Here, in the conventional structure, there may be a configuration in which there is no gap between the intake control valve 107 and the inner surface of the intake pipe main passage 110 to which the intake control valve 107 is attached. At this time, when the intake control valve 107 is closed, the branch flow ratio becomes about 100%. As a result, the ratio was out of the range of the appropriate split ratio (50% to 95%). Further, even in the case of an engine in which cylinders are arranged in series, instead of the V type, the shunt ratio when the intake control valve 107 is fully closed is set to nearly 100%, which is outside the appropriate shunt ratio range. At this time, there is also a problem that a high processing accuracy is required in order to make the branch flow ratio of the intake air flowing into each of the cylinders approximately 100%, which causes a rise in cost.
On the other hand, in the present embodiment, by setting the split ratio to 0.5 to 0.95, the ratio of the amount of air flowing through the

sub intake passages

101a and 101b to the entire intake air flow rate (= divide ratio) is 0. As in the case of less than 0.5, it is possible to prevent the

intake vortex currents

111a and 111b from becoming too weak and not being able to generate the intake vortex flow of the required strength, and to prevent the intake vortex flow from exceeding the branch flow ratio of 0.95. To prevent the intake vortex 111a, b from becoming too strong and the portion from the intake control valve 107 to the intake valve 102 to be closed, making it difficult for the fuel to be normally sent into the combustion chamber 103 due to the return of fuel. can do. As a result, it is possible to reliably obtain an appropriate intake vortex intensity for lean combustion, so that a region in which operation can be performed with a lean air-fuel ratio is widened.
[0027]
The distance between the intake control valve 107 and the intake valve 102 is configured to be within 300 mm along the center of the intake pipe. As a result, the volume between the intake control valve 107 and the intake valve 102 is inevitably reduced, so that the amount of intake air that stays in this volume between the intake stroke and the next intake stroke during a low load period is reduced. Less. Therefore, when the intake valve 102 is opened during the next intake stroke, the attenuation of the intake air flow from the

auxiliary intake passages

101a, 101b is relatively suppressed, and the intake vortex flows 111a, 111b having the required strength are efficiently placed in the cylinder combustion chamber 103. Can be generated.
[0028]
The main passage 110 and the

sub intake passages

101a and 101b are formed of the same structural material such as an aluminum casting or a resin. This makes it possible to reduce the size and weight of the entire intake pipe, as well as reduce the number of assembling steps and cost, as compared with a case where these components are constituted by independent components. Further, these may be integrally configured. In this case, since the volume between the intake control valve 107 and the intake valve 102 becomes smaller as described above, the attenuation of the intake flow from the

sub intake passages

101a and 101b is relatively suppressed, and the intake vortex 111a having the required strength is relatively suppressed. There is also an effect that 111b can be efficiently generated in the cylinder combustion chamber 103.
Further, the intake control valve 107 and the main passage 110 (and the sub intake passages 110a and 110b) are made of the same material or a material having the same linear expansion coefficient. For example, when the main passage 110 is made of resin, the intake control valve 107 is made of resin. When the main passage 110 is made of aluminum, the intake control valve 107 is made of aluminum. Accordingly, even if the ambient temperature around the intake pipe changes, the size of the gap 107a around the intake control valve 107 and the size of the

auxiliary intake passages

101a and 101b are similar to those before the temperature changes. Does not change. Therefore, even if the temperature changes, the strength of the intake swirl flows 111a and 111b can be kept the same. Further, there is also an effect of reliably preventing the intake control valve 107 from interfering with the main passage 110 and causing malfunction due to a temperature change.
[0029]
The engine intake device of the present embodiment having the above configuration for six cylinders is disposed between the left and right banks of a V-type engine (not shown). FIG. 7 is a top view showing the configuration near the six intake control valves 107 among them.
In FIGS. 7 and 1, the intake pipe main passage 110 is located from the upper side in the drawing to the right side of the drawing for the first, third, and fifth cylinders, and is located for the second, fourth, and sixth cylinders. The outer diameter of the intake control valve 107 is smaller than the inner diameter of the main passage 110 in each cylinder.
The six intake control valves 107 are all fixed to a common opening / closing shaft 115. At this time, each intake control valve 107 is symmetrical with respect to the axis of the shaft 115 (in other words, The axis passing through the center thereof is arranged so as to coincide with the center line 110a of the intake pipe main passage. As a result, the size of the gap 107a becomes substantially constant at each circumferential position of the intake control valve 107. Thus, as shown in FIGS. 1 and 2, the intake systems to the six cylinders can be made identical in shape with the intake control valve 107 closed.
[0030]
The operation of the intake control valve 107 and the shaft 115 that opens and closes the intake control valve 107 is performed by a negative pressure diaphragm 201 (see FIG. 1) that is operated by an electromagnetic valve (not shown). .
[0031]
FIG. 8 shows a control flowchart of the entire intake system including the opening / closing operation of the intake control valve 107.
In FIG. 8, first, the intention of the driver is detected.And, The engine water temperature and the rotation speed are detected, and the required rotation speed and torque of the engine are calculated. At this time, the driver's intention is a value calculated as a necessary shaft output from, for example, the degree of depression of the accelerator pedal or the amount of change in the degree of depression.
Next, from this value and information on the vehicle speed and the gear position (and, in some cases, the road conditions), the operating conditions of the engine, that is, the currently required number of revolutions and torque, are calculated, and based on these, the target air-fuel ratio is calculated. You.
Then, based on these information, it is checked by referring to a map whether or not the intake vortex flows 111a and 111b should be generated in the combustion chamber 103 under the set conditions. The intake control valve 107 is set to fully closed when the condition is necessary for the intake vortex, and is set to fully open when the condition is not suitable for the intake vortex.
Thereafter, the throttle opening, the fuel amount, and the fuel injection timing according to the air-fuel ratio are sequentially set.
By the above-described procedure, the intake vortex flows 111a and 111b in the operating state are generated in the combustion chamber 103, and the appropriate fuel amount and air amount are supplied to the engine in both the lean combustion region and the region near the conventional stoichiometric air-fuel ratio. Supply.
[0032]
As described above, according to the present embodiment, the split flow ratio is set to 50 to 95%, so that the intake vortex flows 111a and 111b having appropriate strength for lean combustion can be reliably obtained. Therefore, the region where the operation can be performed with the lean air-fuel ratio is widened.
At this time, the conventional structure in which the intake control valve 107 is fully closed when the intake control valve 107 is closed, particularly in a multi-cylinder engine such as a multi-cylinder V-type or a horizontally opposed type in which the intake directions of adjacent cylinders are almost opposite to each other. Therefore, it is necessary to use the intermediate opening degree of the intake control valve 107 in order to obtain an appropriate split ratio. In this case, in the left and right banks of the engine, the opening direction of the intake control valve 107 is reversed when viewed from the cylinder side. In some cases, the shunt ratio becomes too strong or too weak, and the intake vortex strength varies among the cylinders. However, in the above-described embodiment, for example, the gap 107a is formed around the intake control valve 107 in the closed state of the intake control valve 107, so that a certain partial flow ratio can be obtained even in the fully closed state. In addition, such variations in the intermediate opening can be made less likely to occur.
[0033]
According to the present embodiment, the inside of the combustion chamber 103 is divided into three spaces 103A including an extension of the center line of the two

auxiliary intake passages

101a and 101b and perpendicular to the direction of movement of the piston 112. , B, and C are V1, V2, and V3, and the distance between the two

sub intake passages

101a and 101b is set such that V1: V2: V3 = 1: 1: 1 to 1: 4: 1. Since it is set, a rich air-fuel mixture can be collected in the vicinity of the ignition plug 104 and in the vicinity of the center of the combustion chamber 103. Therefore, even under the condition of a lean air-fuel mixture, more stable ignitability and flammability can be ensured than in the conventional configuration, and the range in which the operation can be performed at a lean air-fuel ratio is widened.
[0034]
The operation and effect of the expansion of the lean air-fuel ratio operation region as described above will be described more specifically with reference to FIGS. 9 and 10.
FIG. 9 is a region diagram of the lean air-fuel ratio limit with respect to the engine speed and the torque and the operating range thereof in the configuration of the intake device of the present embodiment.ShowsFIG. 10 shows a region diagram of a conventional lean air-fuel ratio limit of an engine having no intake vortex generation mechanism and its operating range. In FIGS. 9 and 10, the region outside the frame indicates a region in which the operation cannot be performed at the rotation speed or the torque, and the numbers in the diagrams indicate the lean air-fuel ratio limits in the region.
In FIG. 9, in a region above the thick line AA, the intake control valve 107 is opened to weaken the intake vortex flows 111a and 111b, and the engine is operated at the air-fuel ratios 14 to 16 near the stoichiometric air-fuel ratio. On the other hand, in a region below the thick line AA in FIG. 13, the intake control valve 107 is closed and the intake vortex flows 111a and 111b are strengthened, so that the engine is operated with a lean mixture having an air-fuel ratio of 22 or more. As shown in the figure, it can be seen that the region where the engine can be operated at the lean air-fuel ratio is widened.
Further, by comparing FIG. 9 and FIG. 10, it is understood that the intake device of the present embodiment can ensure the same maximum output as the conventional engine without the swirl generating mechanism.
[0035]
A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. This embodiment is an example applied to the intake pipe of a V-type six-cylinder engine, as in the first embodiment.
[0036]
FIG. 11 is a top view showing the configuration near the six intake control valves 207 of the engine intake device of the present embodiment. FIG. 11 corresponds to FIG. 7 of the first embodiment, and the same reference numerals are given to the same members.
11 differs from the first embodiment in that, for each cylinder, each intake control valve 207 is fixed to the shaft 115 so as to be eccentric from the axis of the shaft 115 toward the corresponding combustion chamber 103, In the circumferential direction of the control valve 207, the clearance 207a is mounted so that the size of the clearance 207a is larger on the side closer to the inflow cylinder and smaller on the far side.
[0037]
In other structures, the outer diameter of the intake control valve 207 is smaller than the inner diameter of the main passage 110 for each cylinder, and the axis passing through the center of the intake control valve 207 matches the center line 110a of the intake pipe main passage. And the outer diameter of the intake control valve 207 is set to a size such that the split flow ratio is 50 to 95% when the intake control valve 207 is closed. This is almost the same as the first embodiment.
[0038]
According to this embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained.
In addition to this, a gap 207a between the intake control valve 207 and the mounting portion intake pipe main passage 110 can be located in the same direction as viewed from the combustion chamber 103, so that the intake air flow 108 passing therethrough is also provided for each cylinder. This is almost the same, and the influence of these on the variation in the strength of the intake vortex flows 111a and 111b between the cylinders can be further reduced.
[0039]
In the second embodiment, the intake control valve 207 is eccentric to the side opposite to the inflow cylinder. However, if the similarity of each cylinder does not change, the intake control valve 207 is eccentric to the same side as the cylinder. Alternatively, the eccentricity may be laterally eccentric with respect to the center line (not shown) of the intake control valve 207 in the lateral direction. In these cases, a similar effect is obtained.
[0040]
A third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. This embodiment is also an example applied to the intake pipe of a V-type six-cylinder engine, as in the first embodiment.
[0041]
FIG. 11 is a top view showing the configuration near the six intake control valves 307 of the engine intake device of the present embodiment. FIG. 12 is a view corresponding to FIG. 7 of the first embodiment and FIG. 11 of the second embodiment, and the same reference numerals are given to the same members.
12 differs from the first and second embodiments in that each cylinder has a cutout 307A in each intake control valve 307, and each cutout 307A is the same as the corresponding combustion chamber 103 as viewed from the shaft 115. (In other words, the side closer to the cylinder that flows in the circumferential direction of the intake control valve 307).
[0042]
In other structures, the outer diameter of the intake control valve 307 is smaller than the inner diameter of the main passage 110 for each cylinder, and the axis passing through the center of the intake control valve 307 coincides with the center line 110a of the intake pipe main passage. And the outer diameter of the intake control valve 207 and the size of the notch 307A are set to be such that when the intake control valve 307 is closed, the flow dividing ratio is 50 to 95%. This is substantially the same as the first and second embodiments, including the fact that it is performed.
[0043]
According to this embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained.
In addition to this, similarly to the second embodiment, it is possible to further reduce the variation in the strength of the intake swirl flows 111a and 111b between the cylinders.
[0044]
A fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. This embodiment is also an example applied to the intake pipe of a V-type six-cylinder engine, as in the first embodiment.
[0045]
FIG. 13 is a top view showing the configuration near the six intake control valves 407 of the engine intake device of the present embodiment. FIG. 13 is a view corresponding to FIG. 7 of the first embodiment, FIG. 11 of the second embodiment, and FIG. 12 of the third embodiment, and the same reference numerals are given to the same members.
In FIG. 13, the difference from the first to third embodiments is that each cylinder is provided with a ventilation hole 407A in each intake control valve 407, and each ventilation hole 407A is the same as the corresponding combustion chamber 103 as viewed from the shaft 115. That is, they are arranged on the side (in other words, the side near the cylinder that flows in the circumferential direction of the intake control valve 407).
[0046]
In other structures, the outside diameter of the intake control valve 407 is smaller than the inside diameter of the main passage 110 for each cylinder, and the axis passing through the center of the intake control valve 407 matches the center line 110a of the intake pipe main passage. And the outer diameter of the intake control valve 407 and the size of the vent hole 407A are set to be such that when the intake control valve 407 is closed, the flow division ratio is 50 to 95%. This is almost the same as the first to third embodiments, including the operation.
[0047]
According to this embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained.
In addition to this, as in the second and third embodiments, it is possible to further reduce the variation in the strength of the intake swirl flows 111a and 111b between the cylinders.
[0048]
In the third and fourth embodiments, the cutout portion 307A or the vent hole 407A is provided on the side close to the inflow cylinder. It may be on the far side. In these cases, a similar effect is obtained.
[0049]
A fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. This embodiment is an embodiment in which the intake control valve 307 provided with the notch 307A shown in the third embodiment is provided downstream of the main passage 110.
Similarly to the first to fourth embodiments, the engine intake device according to the present embodiment is also applied to the intake pipe of a V-type six-cylinder engine, and is a side cross section showing a configuration of one of the six cylinders. The figure is shown in FIG. FIG. 14 is a diagram corresponding to FIG. 2 of the first embodiment. Members equivalent to those in the third embodiment are denoted by the same reference numerals.
[0050]
In FIG. 14, this embodiment is different from the third embodiment in that an intake control valve 307 is provided downstream of the main passage 110, and a fuel injection valve 105 is provided upstream of the intake control valve 307. The

sprays

106a and 106b injected from the fuel injection valve 105 pass through the notch 307A of the intake control valve 307, and further, are directed to the gap between the intake valve 102 and its valve seat (or the intake valve 102 itself). This is the point of the configuration.
At this time, the injection period of the fuel injection valve 105 is controlled so that the intake control valve 307 is closed and the intake valve 102 is opened, so that the injection period is overlapped with the timing in which the combustion chamber 103 is drawing air.
Other points are almost the same as the third embodiment.
[0051]
According to this embodiment, the same effect as that of the third embodiment is obtained.
In addition to this, when the

sprays

106a and 106b from the fuel injection valve 105 pass through the notch 307A of the intake control valve 307, the spray is atomized and flows into the combustion chamber 103 because the intake flow velocity is high. Therefore, mixing of air and fuel, that is, formation of an air-fuel mixture can be promoted. Further, since the speed of the

sprays

106a and 106b becomes high, fuel can be supplied with good responsiveness even when the fuel injection valve 105 is separated from the combustion chamber 103. In addition, since the fuel system is separated from the high-temperature combustion chamber 103, there is little possibility that bubbles are mixed in the fuel due to heating of the fuel, and there is an effect that problems such as variation in the fuel injection amount can be prevented.
[0052]
In the fifth embodiment, the spray 106 passes through the notch 307A of the intake control valve 307, but the present invention is not limited to this. For example, a configuration may be used in which the passage 407A of the intake control valve 407 of the fourth embodiment is passed, or a portion where the surrounding gap 207A of the intake control valve 207 of the second embodiment is widened.
Further, in the first to fifth embodiments, the case where the number of the sub intake passages 101 is two has been described. However, the present invention is not limited to this number, and any number of the sub intake passages may be used. Good. Further, a valve may be provided in the middle of the sub intake passage 101, and the number of the sub intake passages 101 to be used may be changed depending on operating conditions. However, even when the number of the sub-intake passages 101 changes, it is desirable that the total cross-sectional area of the sub-intake passages 101 be kept in a range of 50 to 95% with respect to the total cross-sectional area of the intake passages.
[0053]
【The invention's effect】
According to the present invention, the intake vortex is prevented from becoming too weak or too strong, and appropriate intake vortex strength for lean combustion can be reliably obtained. Become. In addition, even if the intake control valve is fully closed, a certain shunt ratio can be obtained, so that the intake vortex flow in each cylinder at an intermediate opening, such as the conventional structure in which the intake control valve is fully closed in the closed state, is provided. It is possible to make the variation in strength between cylinders less likely to occur.
[0054]
Further, according to the present invention, the rotational direction of the vortex can be stably maintained over a long period of time, and a rich air-fuel mixture can be collected near the center of the combustion chamber near the spark plug. Therefore, even under the condition of a lean air-fuel mixture, more stable ignitability and flammability than the conventional configuration can be ensured.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a top view illustrating a configuration of one of six cylinders in an engine intake device according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a side sectional view of the configuration shown in FIG.
FIG. 3 is a diagram showing a state of intake air from a sub intake passage in a certain cylinder;
FIG. 4 is a diagram illustrating a state of intake of intake air from a sub intake passage in a first comparative example in which the interval between the sub intake passages is small.
FIG. 5 is a diagram illustrating an inflow state of intake air from a sub intake passage in a second comparative example in which the interval between the sub intake passages is wide.
FIG. 6 is a diagram showing an experimental result of examining a change in a lean limit of an engine when a branch ratio is changed.
FIG. 7 is a top view showing a configuration near six intake control valves.
FIG. 8 is a control flowchart of the entire intake system including an opening / closing operation of an intake control valve.
FIG. 9 is a diagram showing an operation effect of expanding a lean air-fuel ratio operation region.
FIG. 10 is a diagram showing an operation effect of expanding a lean air-fuel ratio operation region.
FIG. 11 is a top view showing a configuration near six intake control valves of an engine intake device according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a top view showing a configuration near six intake control valves of an engine intake device according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a top view showing a configuration near six intake control valves of an engine intake device according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a side sectional view of a configuration related to one of six cylinders in an engine intake device according to a fifth embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
101a, b Sub intake passage
102 intake valve
103 cylinder combustion chamber
104 spark plug
105 Combustion injection valve
106 spraying
107 Intake control valve
107a Clearance between intake control valve and intake pipe main passage
108 Inlet air passing through main passage
110 Intake pipe main passage
110a Center line of intake pipe main passage
111a, b Inspiratory vortex
112 piston
115 Intake control valve shaft (opening / closing shaft)
201 Negative pressure diaphragm
202 control unit
207 Intake control valve
307 Intake control valve
307a Gap between intake control valve and intake pipe main passage
307A Notch of intake control valve
407 Intake control valve
407a Gap between intake control valve and intake pipe main passage
407A Passage hole of intake control valve

Claims

An intake pipe main passage for guiding air into the cylinder, an intake control valve for opening and closing the intake pipe main passage at a predetermined opening to control an air flow rate, two intake valves provided in the cylinder, and the two intake valves provided for each, the guide air-out in the intake pipe control valve and in the cylinder from the vicinity of the intake valve corresponding to bypass the intake pipe main passage, and a sub intake passage 2 forming the intake vortex flow, These intake pipe main passages, intake control valves, intake valves, and auxiliary intake passages are provided in an intake device of an internal combustion engine provided for each cylinder,
The two sub intake passages are arranged substantially parallel to each other,
Of the three spaces formed by dividing the inside of the cylinder by a plane perpendicular to the direction of motion of the piston and including an extension of the center line of the two auxiliary intake passages, the volume of the central space is V 2 , when the volume of both sides of the two spaces between V 1 and V 3, respectively, V 1: V 2: V 3 = 1: 1: 1~1: 4: to be 1, the two auxiliary air intake passage Is set,
An intake device for an internal combustion engine, wherein a ratio of an amount of air flowing through the two auxiliary intake passages to an entire intake air flow rate when the intake control valve is closed is 50% or more and 95% or less. .

2. The intake device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein all of the intake control valves are fixed to a common open / close shaft, and each of the intake control valves is provided with one of a notch and a vent. Are arranged on the same side as the corresponding cylinder when viewed from the opening / closing shaft.

3. The intake system for an internal combustion engine according to claim 2, further comprising: a fuel injection valve that injects fuel into a corresponding cylinder upstream of the corresponding intake control valve in each intake pipe main passage. An intake device for an internal combustion engine, wherein at least a part of the injected spray passes through one of a cutout and a vent provided in the intake control valve.

2. The intake system for an internal combustion engine according to claim 1, wherein all of the intake control valves are fixed to a common opening / closing shaft, and the outside diameter of each intake control valve is set such that the intake control valve of the corresponding intake pipe main passage has An intake device for an internal combustion engine, wherein the intake device is smaller than an inner diameter of a mounting position.

5. The intake system for an internal combustion engine according to claim 4, wherein each intake control valve is fixed to the opening / closing shaft so as to be symmetric with respect to the axis of the opening / closing shaft. Intake device.

5. The internal combustion engine according to claim 4, wherein each intake control valve is fixed to the opening / closing shaft so as to be eccentric from the axis of the opening / closing shaft toward a corresponding cylinder. Air intake device.

2. The internal combustion engine according to claim 1, wherein a distance between each intake control valve and an intake valve provided in a corresponding cylinder is within 300 mm along the intake flow path. Air intake device.

2. The intake device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the intake pipe main passage at a portion to which each intake control valve is attached and the corresponding sub intake passage are integrally formed.

2. The intake system for an internal combustion engine according to claim 1, wherein a linear expansion coefficient of a material forming each intake control valve is substantially the same as a linear expansion coefficient of an intake pipe main passage at a portion where the intake control valve is mounted. An intake device for an internal combustion engine, characterized in that:

2. An intake system for an internal combustion engine according to claim 1 , wherein an interval between said two auxiliary intake passages is set such that V1: V2: V3 = 1: 2: 1. Intake device.