JP4807314B2 - ディーゼル機関 - Google Patents

Description

本発明は、ディーゼル機関に関する。

特開２００３−１４８１５２号公報には、スワールを生成するスワールポートと、その吸気導入量が多くなるほどスワールを抑制する方向に働くスワール調整ポートと、スワール調整ポートに設けられた絞り弁とを備え、高回転高負荷時には、低回転低負荷時に比べ、上記絞り弁の開度を大きくするエンジンの吸気装置が開示されている。

特開２００３−１４８１５２号公報 特開平５−３０６６３７号公報

上記従来の装置では、低回転低負荷時、スワール調整ポートに設けられた絞り弁の開度を小さくするので、スワール調整ポートの吸気量が少なくなり、スワールポートからの吸気量が多くなる。その結果、強いスワールが生成される。低回転低負荷時にスワールが強いと、燃料が筒内で過拡散し、燃料が希薄になり過ぎて、不完全燃焼し易くなる。このため、ＨＣ排出量が増大するという問題がある。

また、上記従来の装置では、低回転低負荷時、スワール調整ポートに設けられた絞り弁の開度を小さくするので、ポンプ損失が増大し、燃費が悪化するという問題もある。

この発明は、上記の点に鑑みてなされたものであり、ＨＣ排出量を低減するとともに、燃費も低減することのできるディーゼル機関を提供することを目的とする。

第１の発明は、上記の目的を達成するため、ディーゼル機関であって、
第１吸気弁と、
第２吸気弁と、
前記第１吸気弁に通じる第１吸気ポートと、
前記第２吸気弁に通じる第２吸気ポートと、
所定の運転領域において、前記第１吸気弁が閉じた後、ピストンの上昇に伴って気筒内の空気の一部を前記第２吸気弁を通して前記第２吸気ポートへ逆流させてから前記第２吸気弁が閉じるように、両吸気弁の作動を制御する吸気弁制御手段と、
を備えることを特徴とする。

また、第２の発明は、第１の発明において、
前記第２吸気ポート単独でのスワール比が、前記第１吸気ポート単独でのスワール比より大きいことを特徴とする。

また、第３の発明は、ディーゼル機関であって、
第１吸気弁と、
第２吸気弁と、
前記第１吸気弁に通じる第１吸気ポートと、
前記第２吸気弁に通じる第２吸気ポートと、
所定の運転領域において、前記第２吸気弁の作用角が前記第１吸気弁の作用角より大きくなるように、両吸気弁の作動を制御する吸気弁制御手段と、
を備え、
前記第１吸気ポート単独でのスワール比が、前記第２吸気ポート単独でのスワール比より大きいことを特徴とする。

また、第４の発明は、第１乃至第３の発明の何れかにおいて、
前記所定の運転領域において、排気弁の開弁期間と、前記第１吸気弁および／または前記第２吸気弁の開弁期間とが重なるバルブオーバーラップ期間を設けることにより、内部ＥＧＲを行う内部ＥＧＲ手段を備えることを特徴とする。

また、第５の発明は、第１乃至第４の発明の何れかにおいて、
前記所定の運転領域は、機関負荷が所定負荷より低い領域であることを特徴とする。

第１の発明によれば、所定の運転領域において、第１吸気弁が閉じた後、ピストンの上昇に伴って気筒内の空気の一部を第２吸気弁を通して第２吸気ポートへ逆流させてから第２吸気弁を閉じることができる。このとき、気筒内から第２吸気ポートへ逆流しようとする空気は、吸気行程で筒内に形成されたスワールの旋回方向と逆方向に旋回しながら第２吸気ポートへ流入していくので、筒内のスワールを打ち消すように作用する。このため、スワールを十分に抑制することができるので、燃料の過拡散を確実に防止することができる。その結果、不完全燃焼を少なくすることができ、ＨＣ排出量を確実に低減することができる。更に、第１の発明によれば、上記所定の運転領域において第２吸気弁の閉じ時期を遅くするので、ポンプ損失を低減することができる。このため、燃費の低減にも寄与する。

第２の発明によれば、第２吸気ポート単独でのスワール比が第１吸気ポート単独でのスワール比より大きいので、筒内から第２吸気ポートへ逆流する空気が作る逆旋回のスワールがより強く生ずる。このため、吸気行程で筒内に形成されたスワールをより一層打ち消すことができるので、スワールをより確実に抑制することができる。よって、ＨＣ排出量を更に低減することができる。

第３の発明によれば、所定の運転領域において、第２吸気弁の作用角を第１吸気弁の作用角より大きくすることができるので、スワール比の小さい第２吸気ポートを通って筒内に流入する空気量の比率を大きくし、スワール比の大きい第１吸気ポートを通って筒内に流入する空気量の比率を小さくすることができる。このため、スワールを十分に抑制することができるので、燃料の過拡散を確実に防止することができる。その結果、不完全燃焼を少なくすることができ、ＨＣ排出量を確実に低減することができる。更に、第３の発明によれば、上記所定の運転領域において第２吸気弁を大作用角とするので、ポンプ損失を低減することができる。このため、燃費の低減にも寄与する。

第４の発明によれば、上記所定の運転領域において、内部ＥＧＲ量を多くすることにより、筒内温度を高めることができる。その結果、不完全燃焼を更に少なくすることができ、ＨＣ排出量を更に低減することができる。

第５の発明によれば、ＨＣ排出量の多くなり易い軽負荷領域において、ＨＣ排出量を十分に低減することができる。

以下、図面を参照してこの発明の実施の形態について説明する。なお、各図において共通する要素には、同一の符号を付して、重複する説明を省略する。

実施の形態１．
［システム構成の説明］
図１は、本発明の実施の形態１のシステム構成を説明するための図である。図１に示すように、本実施形態のシステムは、４サイクルのディーゼル機関１０を備えている。ディーゼル機関１０は、複数気筒を有しており、図１には、そのうちの１気筒の断面が示されている。

ディーゼル機関１０の各気筒には、燃料を筒内に直接噴射するインジェクタ１２と、吸気弁１４と、排気弁１６と、ピストン１８とが設置されている。

ディーゼル機関１０は、１気筒当たり二つの吸気弁１４を備えている。この二つの吸気弁１４を区別するため、以下、一方を第１吸気弁１４ａと呼び、他方を第２吸気弁１４ｂと呼ぶ。

ディーゼル機関１０には、第１吸気弁１４ａを駆動する第１動弁機構２０と、第２吸気弁１４ｂを駆動する第２動弁機構２２と、第１吸気弁１４ａおよび第２吸気弁１４ｂの開弁位相を可変とする位相可変機構２４とを有している。これらの機構については、後に説明する。また、排気弁１６は、その開弁特性を可変とする可変動弁機構で駆動されるものでも、開弁特性が固定の通常の動弁機構で駆動されるものでも、どちらでもよい。

本実施形態のシステムは、更に、ディーゼル機関１０のクランク軸２６の回転角度を検出するクランク角度センサ２８と、アクセル開度を検出するアクセル開度センサ３０と、ＥＣＵ（Electronic Control Unit）５０とを備えている。ＥＣＵ５０には、上述した各種のセンサおよびアクチュエータが接続されている。ＥＣＵ５０は、各センサの出力に基づき、所定のプログラムに従って各アクチュエータを作動させることにより、ディーゼル機関１０の運転状態を制御する。

図２は、図１に示すシステムにおけるディーゼル機関１０の吸気ポートを説明するための模式的な平面図である。図２に示すように、ディーゼル機関１０には、１気筒当たり、第１吸気ポート３２ａおよび第２吸気ポート３２ｂの二つの吸気ポートを備えている。第１吸気ポート３２ａは、第１吸気弁１４ａにより開閉され、第２吸気ポート３２ｂは、第２吸気弁１４ｂにより開閉される。

このようなディーゼル機関１０は、第２吸気ポート３２ｂ単独でのスワール比が、第１吸気ポート３２ａ単独でのスワール比より大きくなるように構成されている。すなわち、第２吸気ポート３２ｂのみから筒内に空気を流入させた場合のスワール比が、第１吸気ポート３２ａのみから筒内に空気を流入させた場合のスワール比より大きくなるようにされている。

図３は、第２動弁機構２２を示す側面図である。第２動弁機構２２は、第２吸気弁１４ｂの作用角およびリフト量（以下単に「作用角」という）を連続的に変化させることのできる作用角可変機構である。ディーゼル機関１０には、クランク軸２６によりベルトを介して回転駆動される吸気カム軸３４が設けられている。第２動弁機構２２は、この吸気カム軸３４に形成されたカム３６と、第２吸気弁１４ｂとの間に設けられている。なお、吸気カム軸３４は、図３中で時計回りに回転する。

一方、第１動弁機構２０は、同じ吸気カム軸３４と、第１吸気弁１４ａとの間に設けられており、第１吸気弁１４ａを固定の作用角で駆動する機構である。つまり、第１動弁機構２０は、吸気カム軸３４に設けられたカムのプロフィールに応じた固定作用角で第１吸気弁１４ａを駆動する、通常の動弁機構である。よって、第１動弁機構２０については、その詳細な図示を省略する。

以下、図３を参照して、第２動弁機構２２について詳細に説明する。第２動弁機構２２は、吸気カム軸３４と平行に配置された制御軸３８と、この制御軸３８を所定角度範囲内で回転させることのできる制御軸駆動機構（図示せず）とを有している。この制御軸駆動機構の構成は、特に限定されないが、例えば、制御軸３８の一端側に固定されたウォームホイールと、このウォームホイールに噛み合うウォームギヤと、このウォームギヤを回転駆動するサーボモータとで構成することができる。この場合、そのサーボモータの回転方向および回転量を制御することにより、制御軸３８の回転位置（回転角度）を制御することができる。

更に、第２動弁機構２２は、揺動アーム４０を有している。揺動アーム４０は、制御軸３８を中心として揺動可能に設置されている。揺動アーム４０には、カム３６に対向する側に、スライダー面４２が形成されている。

揺動アーム４０とカム３６との間には、スライダーローラ４４が配置されている。スライダーローラ４４は、同軸上に配置された大ローラおよび小ローラで構成されており、そのうちの大ローラがカム３６の周面と接触し、小ローラがスライダー面４２と接触している。

スライダーローラ４４は、支持アーム４６の先端部に、自由に回転可能に設置されている。支持アーム４６は、制御軸３８の外周に沿う円弧状をなしている。制御軸３８には、図３中で左方向に突出する制御アーム４８が固定されている。つまり、制御アーム４８は、制御軸３８と一体となって回転する。この制御アーム４８の先端部と、支持アーム４６の基端部とが、ピン５２により、回動可能に連結されている。

このような構成により、制御軸３８を回転させることで、スライダーローラ４４を移動させることができる。すなわち、図３に示す状態から制御軸３８を反時計回りに回転させると、スライダーローラ４４は、支持アーム４６に押されて、揺動アーム４０の先端方向へ移動する。その状態から制御軸３８を時計回りに回転させると、スライダーローラ４４は、制御軸３８に近づく。図３は、スライダーローラ４４を制御軸３８に最も近づけた状態を示している。

スライダー面４２は、揺動アーム４０の先端側に行くほど、カム３６の中心との距離が徐々に大きくなるような曲面（例えば円弧面）をなしている。

揺動アーム４０の、スライダー面４２と反対側には、揺動カム面５４が形成されている。揺動カム面５４は、揺動アーム４０の揺動中心６２、つまり制御軸３８の中心からの距離が一定となるように形成された非作用面（基礎円部）５４ａと、この非作用面５４ａに続いて設けられ、揺動中心６２からの距離が次第に大きくなるように形成された作用面５４ｂとで構成されている。

このような揺動アーム４０は、図示しないロストモーションスプリングにより、図３中の反時計回りに付勢されている。この付勢力により、揺動アーム４０のスライダー面４２はスライダーローラ４４に押し当てられており、また、スライダーローラ４４はカム３６に押し当てられている。

第２動弁機構２２は、第２吸気弁１４ｂの弁軸端を押圧するロッカーアーム５６を更に備えている。ロッカーアーム５６には、揺動カム面５４に接触するロッカーローラ５８が設置されている。ロッカーローラ５８は、ロッカーアーム５６の中間部に回転自在に取り付けられている。ロッカーアーム５６の一端は、第２吸気弁１４ｂの弁軸端に当接されており、ロッカーアーム５６の他端は、油圧式ラッシュアジャスタ６０に支持されている。第２吸気弁１４ｂは、図示しないバルブスプリングによって、閉方向、すなわち、ロッカーアーム５６を押し上げる方向に付勢されている。ロッカーローラ５８は、この付勢力と油圧式ラッシュアジャスタ６０とによって、揺動アーム４０の揺動カム面５４に押し当てられている。

このような第２動弁機構２２では、カム３６が回転すると、カム３６のカムリフトがスライダーローラ４４を介して揺動アーム４０に伝達することにより、揺動アーム４０が揺動する。揺動アーム４０が揺動すると、揺動カム面５４とロッカーローラ５８との接触点は、非作用面５４ａと作用面５４ｂとの間を行き来する。ロッカーローラ５８が非作用面５４ａに接触しているときには、第２吸気弁１４は、リフトせず、閉じている。ロッカーローラ５８が作用面５４ｂに接触しているときには、第２吸気弁１４は、リフトし、開いている。

第２吸気弁１４ｂの作用角を変化させる場合には、制御軸３８を回転させてスライダーローラ４４を移動させる。図３に示す状態、つまり、スライダーローラ４４が揺動中心６２に最も近い位置にある状態では、揺動アーム４０の振れ幅が最大となるため、第２吸気弁１４ｂの作用角は、最大となる。

これに対し、制御軸３８を図３中の反時計回りに回転させてスライダーローラ４４を揺動アーム４０の先端側に移動させるほど、揺動アーム４０の振れ幅は小さくなる。このことは、第２吸気弁１４ｂの作用角を小さくさせる理由の一つとなる。

また、前述したように、カム３６の中心とスライダー面４２との距離は、揺動中心６２から遠ざかるほど小さくなる。このため、スライダーローラ４４を揺動中心６２から遠ざけると、揺動アーム４０の揺動開始位置は、図３中の時計回り側に移動する。よって、カム３６のカム山がスライダーローラ４４に接触し始めて揺動アーム４０が揺動し始めてから、ロッカーローラ５８と揺動カム面５４との接触点が非作用面５４ｂに移行するまで、つまり第２吸気弁１４ｂがリフトし始めるまでに要する揺動アーム４０の回転量は、スライダーローラ４４が揺動中心６２から遠ざかるほど、大きくなる。このことも、第２吸気弁１４ｂの作用角を小さくさせる理由の一つとなる。

このようにして、第２動弁機構２２では、上記二つの理由により、図３の状態から制御軸３８を反時計回りに回転させることによってスライダーローラ４４を揺動アーム４０の先端側に移動させるほど、第２吸気弁１４ｂの作用角が小さくなる。

ところで、カム３６は図３中で時計回りに回転しているので、スライダーローラ４４を揺動アーム４０の先端側に移動させるほど、カム３６のカム山がスライダーローラ４４に接触し始めるタイミングは早くなる。つまり、第２吸気弁１４ｂの作用角を小さくするほど、揺動アーム４０が揺動し始めるタイミングが早くなる。その一方で、前述したように、第２吸気弁１４ｂの作用角を小さくするほど、揺動アーム４０が揺動し始めてから第２吸気弁１４ｂがリフトし始めるまでに要する揺動アーム４０の回転量は大きくなる。よって、本実施形態の第２動弁機構２２では、第２吸気弁１４ｂの作用角を小さくした場合、揺動アーム４０が揺動し始めるタイミングが早くなるものの、揺動アーム４０が揺動し始めてから第２吸気弁１４ｂがリフトし始めるまでに要する時間は長くなるので、それらが相殺され、第２吸気弁１４ｂの開き時期は変化しないようになっている。すなわち、本実施形態の第２動弁機構２２は、第２吸気弁１４ｂの作用角を変化させた場合に、その開き時期は変化せず、閉じ時期だけが変化するようになっている。

図４は、本実施形態における第１吸気弁１４ａおよび第２吸気弁１４ｂのリフトカーブを模式的に示す図である。図４に示すように、本実施形態では、第１吸気弁１４ａの開き時期と、第２吸気弁１４ｂの開き時期とがほぼ同じになるように構成されている。また、第１吸気弁１４ａの固定作用角は、標準的な大きさとされている。そして、第２吸気弁１４ｂの作用角は、上述した第２動弁機構２２により、第１吸気弁１４ａの固定作用角より小さい最小作用角と、第１吸気弁１４ａの固定作用角より大きい最大作用角との間で、連続的に変化させることができる。このとき、第２吸気弁１４ｂの開き時期は変化しないので、第１吸気弁１４ａの開き時期と、第２吸気弁１４ｂの開き時期とは、常にほぼ同じである。

次に、位相可変機構２４について説明する。位相可変機構２４は吸気カム軸３４の端部に設けられたプーリ（図示せず）と吸気カム軸３４との間に設けられており、このプーリに対して吸気カム軸３４を回転させることにより、プーリに対する吸気カム軸３４の相対位相を変化させることのできるバルブタイミング可変機構である。このような機構は公知であるので、その詳細についての図示および説明は省略する。

位相可変機構２４によれば、第１吸気弁１４ａおよび第２吸気弁１４ｂの開弁期間の位相を変化（進角あるいは遅角）させることができる。前述したように、吸気カム軸３４は、第１吸気弁１４ａと第２吸気弁１４ｂとに共通である。よって、位相可変機構２４によって吸気カム軸３４の相対位相を変化させると、第１吸気弁１４ａの開弁期間の位相と、第２吸気弁１４ｂの開弁期間の位相とが、一体となって（全体的に）変化する。

なお、上述した図４は、位相可変機構２４を基準位相状態とした場合の図である。

図５は、第２吸気弁１４ｂの作用角を大作用角（第１吸気弁１４ａの作用角より大きい作用角）とし、位相可変機構２４を進角状態とした場合の両吸気弁のリフトカーブを模式的に示す図である。

本実施形態では、ディーゼル機関１０の負荷が所定負荷より低い領域（以下「軽負荷領域」という）にあるとき、図５に示すような吸気弁開弁特性となるように制御する。これにより、ＨＣ排出量を低減することができる。その理由は次の通りである。

軽負荷領域においては、筒内のスワールが強いと、燃料がスワールによって過拡散するので、混合気が希薄になり過ぎて、不完全燃焼が生じ易くなり、ＨＣ排出量が増え易くなる。これに対し、図５に示すような吸気弁開弁特性とすると、第２吸気弁１４ｂの閉じ時期が第１吸気弁１４ａの閉じ時期より遅くなるので、下死点を過ぎてピストン１８が上昇し始めた後も第２吸気弁１４ｂが開いている期間がある。このため、軽負荷領域においては、第１吸気弁１４ａが閉じてから第２吸気弁１４ｂが閉じるまでの間に、筒内の空気が第２吸気ポート３２ｂへ逆流するという現象が生ずる。このとき、筒内から第２吸気ポート３２ｂへ逆流しようとする空気は、吸気行程で筒内に形成されたスワールの旋回方向と逆方向に旋回しながら第２吸気ポート３２ｂへ流入していく。このため、吸気行程で筒内に形成されたスワールが打ち消されるので、スワールを十分に抑制することができる。その結果、ＨＣ排出量を低減することができる。

特に、本実施形態では、第２吸気ポート３２ｂ単独でのスワール比が第１吸気ポート３２ａ単独でのスワール比より大きいので、筒内から第２吸気ポート３２ｂへ逆流する空気が作る逆旋回のスワールがより強く生ずる。このため、吸気行程で筒内に形成されたスワールをより一層打ち消すことができるので、スワールをより確実に抑制することができる。よって、ＨＣ排出量を更に低減することができる。

更に、図５に示すような吸気弁開弁特性とした場合には、次のような理由から、筒内温度をアップすることができる。図５に示すような吸気弁開弁特性とすると、第１吸気弁１４ａおよび第２吸気弁１４ｂの開き時期が標準的な時期（上死点付近）より早くなる。これにより、排気弁１６の開弁期間と、第１吸気弁１４ａおよび第２吸気弁１４ｂの開弁期間とが重なる正のバルブオーバーラップが大きく生ずる。軽負荷領域においては、この正のバルブオーバーラップにより、内部ＥＧＲ量が多くなるので、筒内温度を高めることができる。筒内温度が高まると、不完全燃焼が少なくなり、ＨＣ排出量が減少する。

以上述べたように、軽負荷領域において図５に示すような吸気弁開弁特性とすると、内部ＥＧＲが増加して筒内温度がアップするとともに、スワールを十分に抑制することができるので、これらの相乗効果により、ＨＣ排出量を十分に低減することができる。

また、本実施形態では、軽負荷領域において第２吸気弁１４ｂを大作用角とするので、ポンプ損失を低減することができる。このため、燃費の低減にも寄与する。

なお、本実施形態では、第２吸気ポート３２ｂ単独でのスワール比が第１吸気ポート３２ａ単独でのスワール比より大きい場合について説明したが、本発明では、第２吸気ポート３２ｂ単独でのスワール比が第１吸気ポート３２ａ単独でのスワール比より小さくても、あるいは、第２吸気ポート３２ｂ単独でのスワール比が第１吸気ポート３２ａ単独でのスワール比と同じでもよい。これらの場合であっても、筒内から第２吸気ポート３２ｂへ空気が逆流する際にスワールを抑制することができるので、ＨＣ排出量の低減が図れる。

また、本実施形態では、第１吸気弁１４ａの作用角が固定であるものとして説明したが、本発明では、第１吸気弁１４ａの作用角が可変であってもよい。

また、吸気弁を駆動する可変動弁機構も、図示の構成に限定されるものではなく、いかなる構成のものであってもよい。特に、本実施形態のような機械的な可変動弁機構に限らず、吸気弁を電磁的に駆動する電磁駆動弁を用いるものであってもよい。

また、上述した実施の形態１においては、ＥＣＵ５０が、軽負荷領域において図５に示すような吸気弁開弁特性となるように第２動弁機構２２および位相可変機構２４の作動を制御することにより、前記第１の発明における「吸気弁制御手段」および前記第４の発明における「内部ＥＧＲ手段」が実現されている。

実施の形態２．
次に、図６乃至図８を参照して、本発明の実施の形態２について説明するが、上述した実施の形態１との相違点を中心に説明し、同様の事項については、その説明を簡略化または省略する。

本実施形態において、第２動弁機構２２は、第２吸気弁１４ｂの作用角を変化させた場合に、その閉じ時期は変化せず、開き時期だけが変化するように構成されているものとする。なお、このような本実施形態の第２動弁機構２２は、実施の形態１で説明した第２動弁機構２２の各部品の配置やカム形状などを変更することによって実現することができるので、その詳細な図示および説明は省略する。

また、本実施形態においては、実施の形態１とは逆に、第１吸気ポート３２ａ単独でのスワール比が、第２吸気ポート３２ｂ単独でのスワール比より大きくなるように構成されているものとする。

図６は、本実施形態における第１吸気弁１４ａおよび第２吸気弁１４ｂのリフトカーブを模式的に示す図である。図６に示すように、本実施形態では、第１吸気弁１４ａの閉じ時期と、第２吸気弁１４ｂの閉じ時期とがほぼ同じになるように構成されている。また、第１吸気弁１４ａの固定作用角は、標準的な大きさとされている。そして、第２吸気弁１４ｂの作用角は、第２動弁機構２２により、第１吸気弁１４ａの固定作用角より小さい最小作用角と、第１吸気弁１４ａの固定作用角より大きい最大作用角との間で、連続的に変化させることができる。このとき、第２吸気弁１４ｂの閉じ時期は変化しないので、第１吸気弁１４ａの閉じ時期と、第２吸気弁１４ｂの閉じ時期とは、常にほぼ同じである。

このような本実施形態のディーゼル機関１０では、第２吸気弁１４ｂの作用角を第１吸気弁１４ａの固定作用角より小さくするほど、スワール比の小さい第２吸気ポート３２ｂを通って筒内に流入する空気量が減少する一方で、スワール比の大きい第１吸気ポート３２ａを通って筒内に流入する空気量は増加する。このため、筒内のスワールを強くすることができる。

これに対し、第２吸気弁１４ｂの作用角を第１吸気弁１４ａの固定作用角より大きくするほど、スワール比の小さい第２吸気ポート３２ｂを通って筒内に流入する空気量が増加する一方で、スワール比の大きい第１吸気ポート３２ａを通って筒内に流入する空気量は減少する。このため、筒内のスワールを弱くすることができる。

このように、本実施形態のディーゼル機関１０では、第２吸気弁１４ｂの作用角を変化させることにより、スワール比の大きい第１吸気ポート３２ａを通って筒内に流入する空気量と、スワール比の小さい第２吸気ポート３２ｂを通って筒内に流入する空気量との比率を自由に変化させることができる。

図７は、第２吸気弁１４ｂの作用角を大作用角（第１吸気弁１４ａの作用角より大きい作用角）とし、位相可変機構２４を基準位相状態とした場合の両吸気弁のリフトカーブを模式的に示す図である。

本実施形態では、ディーゼル機関１０が軽負荷領域で運転されているとき、図７に示すような吸気弁開弁特性となるように制御する。これにより、ＨＣ排出量を低減することができる。その理由は次の通りである。

図７に示すような吸気弁開弁特性とすると、第２吸気弁１４ｂの作用角が第１吸気弁１４ａの固定作用角より大きいため、スワール比の小さい第２吸気ポート３２ｂを通って筒内に流入する空気量の比率が大きく、スワール比の大きい第１吸気ポート３２ａを通って筒内に流入する空気量の比率が小さいので、スワールの強度を抑えることができる。

また、図７に示すような吸気弁開弁特性とすると、第２吸気弁１４ｂの開き時期が標準的な時期（上死点付近）より早くなる。これにより、排気弁１６の開弁期間と、第２吸気弁１４ｂの開弁期間とが重なる正のバルブオーバーラップが大きく生ずる。軽負荷領域においては、この正のバルブオーバーラップにより、内部ＥＧＲ量が多くなるので、筒内温度を高めることができる。

以上のように、軽負荷領域において図７に示すような吸気弁開弁特性とすると、内部ＥＧＲが増加して筒内温度がアップするとともに、スワールを十分に抑制することができる。このため、それらの相乗効果により、ＨＣ排出量を十分に低減することができる。

図８は、第２吸気弁１４ｂの作用角を大作用角（第１吸気弁１４ａの作用角より大きい作用角）とし、位相可変機構２４を進角状態とした場合の両吸気弁のリフトカーブを模式的に示す図である。

本実施形態では、ディーゼル機関１０が軽負荷領域で運転されているとき、図７に示す吸気弁開弁特性に代えて、図８に示すような吸気弁開弁特性となるように制御してもよい。この場合にも、ＨＣ排出量を低減することができる。その理由は次の通りである。

図８に示すような吸気弁開弁特性とすると、排気弁１６と、第２吸気弁１４ｂとが共に開いた状態となる正のバルブオーバーラップが、図７の場合よりも更に大きく生ずる。このため、内部ＥＧＲ量が更に多くなるので、筒内温度を更に高めることができる。更に、次のような理由からも、筒内温度がアップする。

図８に示すような吸気弁開弁特性とすると、第１吸気弁１４ａおよび第２吸気弁１４ｂの閉じ時期を早めて、吸気下死点に近づけることができる。吸気慣性効果の少ない低速域においては、吸気下死点付近で両吸気弁を閉じることにより、実圧縮比がアップし、筒内温度を高くすることができる。

また、図８に示すような吸気弁開弁特性とすると、図７に示すような吸気弁開弁特性と同様に、スワールを十分に抑制することができる。

このようなことから、軽負荷領域において図８に示すような吸気弁開弁特性とすることにより、筒内温度を極めて有効にアップすることができ、また、スワールの強度を抑えることもできる。よって、筒内温度アップと、スワール抑制との相乗効果により、ＨＣ排出量を十分に低減することができる。

また、本実施形態では、軽負荷領域において第２吸気弁１４ｂを大作用角とするので、ポンプ損失を低減することができる。このため、燃費の低減にも寄与する。

上述した実施の形態２においては、ＥＣＵ５０が、軽負荷領域において図７または図８に示すような吸気弁開弁特性となるように第２動弁機構２２および位相可変機構２４の作動を制御することにより、前記第３の発明における「吸気弁制御手段」および前記第４の発明における「内部ＥＧＲ手段」が実現されている。

本発明の実施の形態１のシステム構成を説明するための図である。 図１に示すシステムにおけるディーゼル機関の吸気ポートを説明するための模式的な平面図である。 第２動弁機構を示す側面図である。 本発明の実施の形態１における第１吸気弁および第２吸気弁のリフトカーブを模式的に示す図である。 本発明の実施の形態１における第１吸気弁および第２吸気弁のリフトカーブを模式的に示す図である。 本発明の実施の形態２における第１吸気弁および第２吸気弁のリフトカーブを模式的に示す図である。 本発明の実施の形態２における第１吸気弁および第２吸気弁のリフトカーブを模式的に示す図である。 本発明の実施の形態２における第１吸気弁および第２吸気弁のリフトカーブを模式的に示す図である。

符号の説明

１０ ディーゼル機関
１２ インジェクタ
１４ａ 第１吸気弁
１４ｂ 第２吸気弁
１６ 排気弁
１８ ピストン
２０ 第１動弁機構
２２ 第２動弁機構
２４ 位相可変機構
２６ クランク軸
２８ クランク角度センサ
３０ アクセル開度センサ
３２ａ 第１吸気ポート
３２ｂ 第２吸気ポート
３４ 吸気カム軸
３６ カム
３８ 制御軸
４０ 揺動アーム
４２ スライダー面
４４ スライダーローラ
４６ 支持アーム
４８ 制御アーム
５０ ＥＣＵ
５４ 揺動カム面
５４ａ 非作用面
５４ｂ 作用面
５６ ロッカーアーム
５８ ロッカーローラ
６２ 揺動中心

Claims (4)

1. 第１吸気弁と、
   第２吸気弁と、
   前記第１吸気弁に通じる第１吸気ポートと、
   前記第２吸気弁に通じる第２吸気ポートと、
   機関負荷が所定負荷より低い軽負荷領域において、前記第１吸気弁が閉じた後、ピストンの上昇に伴って気筒内の空気の一部を前記第２吸気弁を通して前記第２吸気ポートへ逆流させてから前記第２吸気弁が閉じるように、両吸気弁の作動を制御する吸気弁制御手段と、
   を備えることを特徴とするディーゼル機関。
2. 前記第２吸気ポート単独でのスワール比が、前記第１吸気ポート単独でのスワール比より大きいことを特徴とする請求項１記載のディーゼル機関。
3. 第１吸気弁と、
   第２吸気弁と、
   前記第１吸気弁に通じる第１吸気ポートと、
   前記第２吸気弁に通じる第２吸気ポートと、
   機関負荷が所定負荷より低い軽負荷領域において、前記第２吸気弁の作用角が前記第１吸気弁の作用角より大きくなるように、両吸気弁の作動を制御する吸気弁制御手段と、
   を備え、
   前記第１吸気ポート単独でのスワール比が、前記第２吸気ポート単独でのスワール比より大きいことを特徴とするディーゼル機関。
4. 前記軽負荷領域において、排気弁の開弁期間と、前記第１吸気弁および／または前記第２吸気弁の開弁期間とが重なるバルブオーバーラップ期間を設けることにより、内部ＥＧＲを行う内部ＥＧＲ手段を備えることを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項記載のディーゼル機関。

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