JP5794049B2 - 火花点火式４サイクルリーンバーンエンジン - Google Patents

Description

ここに開示する技術は、火花点火式４サイクルリーンバーンエンジンに関する。

例えば特許文献１には、火花点火式ガソリンエンジンの理論熱効率を高めるべく、その圧縮比を高めると共に、混合気をリーンにしたエンジンが記載されている。

また、例えば特許文献２には、冷却損失を低減させて熱効率を向上させる観点から、燃焼室を区画形成する面を、多数の気泡を含んだ断熱材によって構成する技術が記載されている。

特開平９−２１７６２７号公報 特開２００９−２４３３５５号公報

ところで、火花点火式エンジンの理論サイクルであるオットーサイクルにおいては、圧縮比を高めれば高めるほど、また、ガスの比熱比を高めれば高めるほど、理論熱効率が高くなる。このため、前記特許文献１に記載されているような高圧縮比と混合気のリーン化との組み合わせは、熱効率（図示熱効率）の向上に、ある程度は有利になるものの、この場合、圧縮比１８程度で図示熱効率が最大になり、それ以上に圧縮比を高めても、図示熱効率は高くならない（逆に、圧縮比を高めれば高めるほど、図示熱効率が低くなる）。これは、混合気がリーンであるため比較的大量の空気がシリンダ内に導入される一方で、そのシリンダ内の大量の空気が、高圧縮比化に伴い大きく圧縮されて燃焼圧力及び燃焼温度が大幅に高くなってしまうためである。つまり、高い燃焼圧力及び燃焼温度によってシリンダの壁面等を通じた熱の放出量が増え、冷却損失が大幅に増大する結果、図示熱効率が低くなってしまうのである。従って、高圧縮比と混合気のリーン化とを組み合わせたエンジンでは、冷却損失を如何にして低減させるかが、熱効率を向上する上で重要になる。

ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、幾何学的圧縮比が高く設定された火花点火式４サイクルリーンバーンエンジンにおいて、冷却損失を低減することにある。

本願発明者らは、冷却損失は、燃焼室の区画壁に接触する燃焼ガスとその区画壁との温度差に比例することから、圧縮端温度及び圧縮端圧力を低下させ、それによって、燃焼ガス温度を低下させることに着目した。そのために、幾何学的圧縮比εを１８≦ε≦４０とした高圧縮比エンジンでかつ、その運転状態が低負荷領域にあるときに空気過剰率λを２．５以上、又は、Ｇ／Ｆを３５以上とするリーン運転を行う前提で、いわゆる吸気弁の遅閉じを行うことで有効圧縮比を下げることにした。

具体的に、ここに開示する火花点火式４サイクルリーンバーンエンジンは、幾何学的圧縮比εが１８≦ε≦４０に設定されかつ、吸気、圧縮、膨張及び排気行程からなる燃焼サイクルを実行するよう構成されたエンジン本体と、前記エンジン本体の気筒内に燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、前記エンジン本体に設けられた吸気弁の、少なくとも閉弁時期の変更を含む動作態様を変更する吸気動作変更手段と、前記エンジン本体の運転状態に応じて、前記燃料噴射弁を通じた前記燃焼室内へ燃料噴射、及び、前記吸気動作変更手段による前記吸気弁の動作態様を制御する制御器と、を備える。

そして、前記制御器は、前記エンジンの運転状態が低負荷領域にあるときには、空気過剰率λを２．５以上に、又は、前記気筒内の全ガス重量Ｇと前記気筒内に供給される燃料の重量Ｆとの関係Ｇ／Ｆを３５以上に設定しかつ、前記吸気弁の閉弁時期を、前記圧縮行程の中期以降となるように設定する。

ここで、「低負荷領域」とは、エンジンの運転領域を低負荷領域及び高負荷領域の２つに分けたときの低負荷領域に相当するとしてもよい。また、「圧縮行程の中期以降」とは、圧縮行程を、前期、中期及び後期の３つの期間に区分したときの中期及び後期を意味し、吸気下死点後、６０°ＣＡ以降に相当する。

幾何学的圧縮比εが１８≦ε≦４０の高圧縮比エンジンは理論熱効率の向上に有利になると共に、その運転状態が低負荷領域にあるときに、空気過剰率λを、２．５以上に、又は、Ｇ／Ｆを３５以上に設定するリーン化は、ガスの比熱比が高くなることで理論熱効率の向上にさらに有利になる。一方で、前述の通り、高圧縮比化と混合気のリーン化との組み合わせは、冷却損失の増大により図示熱効率が低下する場合がある。

これに対し、前記の構成は、吸気弁の閉弁時期を圧縮行程の中期以降となるように設定する、いわゆる吸気弁の遅閉じを行うことで有効圧縮比を低下させる。このことは、気筒内の圧縮端温度及び圧縮端圧力を低下させるため、燃焼ガスの温度がその分、低下する。その結果、燃焼ガス温と燃焼室の壁温との差温に比例する冷却損失の低減に有利になる。また、有効圧縮比の低下により圧縮比＜膨張比になると共に、幾何学的圧縮比が高いことで高い膨張比が確保されるため、燃焼ガスのエネルギを機械仕事に効率よく変換可能になり、排気損失の低減にも有利になる。従って、前記構成のリーンバーンエンジンは、図示熱効率が大幅に高まる。ここで、吸気弁の遅閉じによる有効圧縮比の低下は、吸気弁を吸気行程中に閉弁する、いわゆる吸気弁の早閉じと比較して、気筒内の温度を低く保つ上で有利であり、冷却損失の低減に有効である。

前記吸気動作変更手段は、前記吸気弁の開弁時期の変化に対して閉弁時期の変化を大きく変更することによって、その開弁期間を変更する手段であり、前記制御器は、前記吸気弁の閉弁時期を前記圧縮行程の中期以降となるように設定しつつ、前記吸気弁の開弁期間を、０．４ｍｍリフト時点で規定した排気弁の開弁時期に対して、排気上死点を間に挟んでオーバーラップするように設定する、としてもよい。

排気上死点を間に挟んで吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間とをオーバーラップすることは、気筒内の既燃ガスの掃気性を高め、気筒内の温度低下に有利になる。従って、圧縮端温度が低下して冷却損失の低減に有利になる。

火花点火式４サイクルリーンバーンエンジンは、前記吸気弁及び前記排気弁のオーバーラップ期間内において、当該気筒に連通する排気ポートの圧力を低下させることにより、前記気筒内の掃気を促進する掃気手段をさらに備えてもよい。

掃気手段によって気筒内の既燃ガスの掃気が促進されるから、気筒内の温度低下にさらに有利になり、冷却損失の低減に、より一層、有利になる。ここで、掃気手段としては、例えば、高速の排気流速に伴うエゼクタ効果によって、排気ポート内を負圧にする動圧掃気システムを採用してもよい。また、排気脈動によって排気ポート内に負圧波を作用させる、いわゆる４−２−１タイプの排気システムを採用してもよい。

前記エンジン本体における吸気側の通路には、前記気筒内に導入する吸気を冷却する冷却手段が設けられている、としてもよい。気筒内に導入する吸気を冷却することは、圧縮端温度の低下に有効であり、冷却損失の低減に有利になる。

以上説明したように、前記の火花点火式４サイクルリーンバーンエンジンは、吸気弁の遅閉じを行うことで有効圧縮比を低下させるため、燃焼ガスの温度が低下して冷却損失の低減に有利になると共に、高い膨張比を確保して排気損失の低減にも有利になる。その結果、高圧縮比のリーンバーンエンジンにおいて、図示熱効率が大幅に向上する。

火花点火式４サイクルリーンバーンエンジンの構成を概略的に示す断面図である。 エンジンの構成を概略的に示す平面図である。 吸気弁及び排気弁のリフトカーブの一例を示す図である。 排気系の概略側面図である。 図２のＶ−Ｖ断面図である。 第１〜第４気筒の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングを説明するための図である。 エンジンの制御に係る構成を示すブロック図である。

以下、火花点火式直噴エンジン（以下、単にエンジンとも言う）の実施形態を図面に基づいて説明する。尚、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎない。図１、２及び７に示すように、エンジン・システムは、エンジン１、エンジン１に付随する様々なアクチュエーター、様々なセンサ、及びセンサからの信号に基づきアクチュエーターを制御するエンジン制御器１００を有する。

エンジン１は、火花点火式内燃機関であって、複数の、図例では第１〜第４の４つのシリンダ（気筒）１１を有する。尚、以下において第１〜第４のシリンダを区別する場合は、それぞれ１１ａ、１１ｂ、１１ｃ、１１ｄの符号を付し、第１〜第４のシリンダを総称する場合は符号１１を付す。エンジン１は、吸気、圧縮、膨張及び排気行程からなる燃焼サイクルを実行する４サイクルエンジンである。エンジン１は、自動車等の車両に搭載され、その出力軸は、図示しないが、変速機を介して駆動輪に連結されている。エンジン１の出力が駆動輪に伝達されることによって、車両が推進する。エンジン１は、シリンダブロック１２と、その上に載置されるシリンダヘッド１３とを備えており、シリンダブロック１２の内部にシリンダ１１が形成されている。シリンダブロック１２及びシリンダヘッド１３の内部には、冷却水が流れるウォータージャケット１２１、１３１が形成されている。これらのウォータージャケット１２１、１３１についての詳細は後述する。

ピストン１５は、各シリンダ１１内に摺動自在に嵌挿されており、シリンダ１１及びシリンダヘッド１３と共に燃焼室１７を区画している。この実施形態では、ピストン１５の冠面に凹部が形成されている。

図２に示すように、シリンダ１１毎に２つの吸気ポート１８がシリンダヘッド１３に形成され、それぞれがシリンダヘッド１３の下面（燃焼室１７の上面を区画する天井面）に開口することで燃焼室１７に連通している。同様に、シリンダ１１毎に２つの排気ポート１９がシリンダヘッド１３に形成され、それぞれがシリンダヘッド１３の天井面に開口することで燃焼室１７に連通している。吸気ポート１８は、シリンダ１１内に導入される新気が流れる吸気通路の一部である吸気マニホールド４１に接続されている。吸気通路における図示省略の上流側には、吸気流量を調整するスロットル弁２０（図７参照）が介設しており、スロットル弁２０は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けてその開度が調整される。

一方、排気ポート１９は、各シリンダ１１からの既燃ガス（排気ガス）が流れる排気通路の一部である排気マニホールド５０に接続されている。排気通路の下流側には、触媒装置８０が接続されている。図４は、図２の一部の側面図である。なお、この図４では、構成がより明確になるよう、後述する外側管５８を切断して、この外側管５８の内側が露出した状態で示している。この図４及び図２に示すように、排気マニホールド５０は、上流側から順に、３つの独立排気通路５２と、略円筒状の集合部５６と、略円筒状の連結部５７とを備えている。

各独立排気通路５２は、各シリンダ１１の排気ポート１９に接続されている。具体的には、シリンダ１１のうち第１シリンダ１１ａの排気ポート１９と第４シリンダ１１ｄの排気ポート１９とは、それぞれ個別に独立排気通路５２ａ、５２ｄに接続されている。一方、排気行程が隣り合わず排気順序が連続しない第２シリンダ１１ｂと第３シリンダ１１ｃの排気ポート１９は、これら各シリンダ１１ｂ，１１ｃから同時に排気が排出されることがないため、構造を簡素化する観点から、１つの独立排気通路５２ｂに接続されている。より詳細には、この第２シリンダ１１ｂと第３シリンダ１１ｃの排気ポート１９に接続されている独立排気通路５２ｂは、その上流側において２つの通路に分離しており、その一方に第２シリンダ１１ｂの排気ポート１９が接続され、他方に第３シリンダ１１ｃの排気ポート１９が接続されている。この例では、第２シリンダ１１ｂ及び第３シリンダ１１ｃの排気ポート１９に対応する独立排気通路５２は、これらシリンダ１１ｂ，１１ｃの中央部分すなわちエンジン本体１の略中央部分と対向して直線的に延びており、他のシリンダ１１ａ，１１ｄの排気ポート１９に対応する独立排気通路５２は、対応する各排気ポート１９と対向する位置から第２シリンダ１１ｂ及び第３シリンダ１１ｃに対応する独立排気通路５２ｂに向かって湾曲して延びている。

これら独立排気通路５２は、互いに独立しており、第２シリンダ１１ｂあるいは第３シリンダ１１ｃから排出された排気と、第１シリンダ１１ａから排出された排気と、第４シリンダ１１ｄから排出された排気とは、互いに独立して各独立排気通路５２内を通って下流側に排出される。各独立排気通路５２を通過したガスは集合部５６に流入する。

各独立排気通路５２及び集合部５６は、各独立排気通路５２から高速で排気が噴出されてこの排気が高速で集合部５６内に流入するのに伴い、この高速の排気の周囲に発生した負圧作用すなわちエゼクタ効果によって隣接する他の独立排気通路５２及びこの独立排気通路５２と連通する排気ポート１９内に負圧が生成されこの排気ポート１９内のガスが下流側に吸い出されるような形状を有している。

具体的には、各独立排気通路５２は、排気が各独立排気通路５２から高速で集合部５６内に噴出されるよう、下流に向かうほどその流路面積が小さくなる形状を有している。この例では、図５に示すように、各独立排気通路５２は、略楕円形断面を有する上流側部分から下流に向かうに従ってその断面積が縮小されており、その下流端では上流側部分の楕円形断面積の略１／３となる扇形となっている。そして、これら独立排気通路５２は、扇形をなす各下流端が、互いに隣接して全体として略円形断面を形成するように集合して集合部５６に接続されている。

そして、集合部５６は、各独立排気通路５２から排出された排気が高い速度を維持したまま下流側に流れるよう、下流側ほどその流路面積が小さくなる形状を有している。この例では、排気の速度をより高めるべく集合部５６の下流端の流路面積は、各独立排気通路５２の下流端の流路面積の合計よりも小さく設定されている。

ここで、独立排気通路５２の下流端の断面積は、この断面積と同じ面積を有する真円の直径をａ（図４参照）とし、集合部５６の下流端の流路面積と同じ面積を有する真円の直径をＤ（図４参照）とした場合に、ａ／Ｄがａ／Ｄ≧０．５の範囲に設定されていれば集合部５６を排気が十分に高い速度で通過して高いエゼクタ効果が得られることが分かっている。そこで、この例では、独立排気通路５２等を、前記構成に加えてａ／Ｄ≧０．５を満足するように構成している。なお、独立排気通路５２から集合部５６への排気の流入速度をより高めるべく、独立排気通路５２の下流端に流路面積が小さくされた部分すなわち絞り部分が設けられている場合には、この絞り部分の流路面積の直径をａとして、連結部５７がａ／Ｄ≧０．５となるような形状とされるのが好ましい。

また、この例では、集合部５６や連結部５７で圧力の不均一が生じ、これにより下流側へのガスの吸出し力が低下するのを抑制するべく、集合部５６の上流側部分の内側面を独立排気通路５２の下流端からガスの流れ方向と直交する方向に離間させている。具体的には、集合部５６の上流側部分５６ａは、各独立排気通路５２の下流端で形成される円筒部分よりも内径が大きく上下流方向に流路面積がほぼ一定とされている。そして、集合部５６の下流側部分５６ｂが、下流に向かうに従って流路面積が縮小する形状とされている。

連結部５７は、その上流側部分を構成し、上下流方向に流路面積がほぼ一定のストレート部５７ａと、その下流側部分を構成し、略円錐台状であって下流に向かうに従って流路面積が拡大するディフューザー部５７ｂとからなる。

このように構成された集合部５６及びディフューザー部５７ｂでは、排気の放熱量が小さく抑えられ、温度が高く維持された排気が下流側に排出される。

具体的には、前述のように、集合部５６、詳細には、集合部５６の下流側部分５６ｂの流路面積は、下流側ほど小さくなっている。また、連結部５７のストレート部５７ａの流路面積はほぼ一定とされている。そのため、独立排気通路５２から排出された排気はこの集合部５６とストレート部５７ａとを高速で通過する。このとき排気の圧力・温度は低下するため、この集合部５６及びストレート部５７ａにおいて、排気の外部への放熱量は小さく抑えられる。そして、このストレート部５７ａを通過した排気は、下流に向かうに従って流路面積が拡大するディフューザー部５７ｂに流入することで、その圧力・温度が回復され、高い温度を維持したまま下流側に排出される。

さらに、この例では、集合部５６と連結部５７とが、中空の外側管５８内に挿入されており、集合部５６の上流端から連結部５７の下流端までの部分は二重管構造となっている。そのため、これら集合部５６及び連結部５７の通過時において、排気の外部への放熱はより一層抑制され、より高い温度の排気が下流側に排出される。

触媒装置８０は、エンジン本体１から排出された排気を浄化するための装置である。この触媒装置８０は、触媒本体（触媒）８４とこの触媒本体８４を収容するケーシング８２とを備えている。ケーシング８２は排気の流れ方向と平行に延びる略円筒状を有している。触媒本体８４は、排気中の有害成分を浄化するためのものであり、理論空燃比の雰囲気下で三元触媒機能を有する。この触媒本体８４は、例えば、三元触媒を含有する。

触媒本体８４は、ケーシング８２の上下流方向の中央部分に収容されており、このケーシング８２の上流端８１には所定の空間が形成されている。ディフューザー部５７ｂの下流端はこのケーシング８２の上流端８１に接続されており、ディフューザー部５７ｂから排出された排気はこのケーシング８２の上流端８１に流入した後、触媒本体８４側へ進行する。図示は省略するが、排気側の既燃ガスを吸気側に還流させるためのＥＧＲ通路は、このケーシング８２の上流端８１に接続されており、ディフューザー部５７ｂから排出された排気の一部は、ＥＧＲバルブの開閉動作に応じてＥＧＲ通路内に流入する。

ここで、以上のように構成された排気系では、独立排気通路５２から集合部５６及び連結部５７に高速で排気が噴出、流入し、これに伴いエゼクタ効果によって他の独立排気通路５２内に負圧が生成される。そのため、後述するように、低負荷領域において、所定のシリンダ（排気行程シリンダ）１１の排気弁２２の開弁時に、排気順序がこの排気行程シリンダ１１の１つ前に設定された他の独立排気通路５２に連通するシリンダ（吸気行程シリンダ）１１の吸気弁２１と排気弁２２とを互いに開弁させてこれら弁２１，２２の開弁期間をオーバーラップさせることで、排気行程シリンダ１１から排出された排気により生成された負圧を吸気行程シリンダ１１に作用させて吸気行程シリンダ１１の掃気を促進することができる。

図１に示すように、吸気弁２１及び排気弁２２はそれぞれ、吸気ポート１８及び排気ポート１９を燃焼室１７から遮断（閉）することができるように配設されている。吸気弁２１は吸気弁駆動機構により、排気弁２２は排気弁駆動機構により、それぞれ駆動される。吸気弁２１及び排気弁２２は所定のタイミングで往復動して、吸気ポート１８及び排気ポート１９を開閉し、シリンダ１１内のガス交換を行う。吸気弁駆動機構及び排気弁駆動機構は、図示は省略するが、それぞれ、クランクシャフトに駆動連結された吸気カムシャフト及び排気カムシャフトを有し、これらのカムシャフトはクランクシャフトの回転と同期して回転する。また、吸気弁駆動機構は、弁リフト量を連続的に変更可能なリフト可変機構（ＣＶＶＬ（Continuous Variable Valve Lift））２３を備えている。ＣＶＶＬは、図示は省略するが、吸気弁２１の駆動用カムを、吸気カムシャフトの回転と連動して往復揺動運動させるリンク機構と、リンク機構の配置（レバー比）を可変的に設定するコントロールアームと、コントロールアームを電気的に駆動することによってカムの揺動量（吸気弁２１を押し下げる量）を変更するステッピングモータとを備えた公知の構成を採用することが可能である。こうした構成のＣＶＶＬ２３によって、図３にリフトカーブを例示するように、吸気弁２１のリフト量が大きくなることに伴い、開弁時期がほとんど変更されない一方で、閉弁時期が遅角側に変更されるようになって開弁期間が長くなる。尚、吸気弁駆動機構は、ＣＶＶＬと共に、吸気カムシャフトの位相を所定の角度範囲内で連続的に変更可能な、液圧式又は機械式の位相可変機構（Variable Valve Timing：ＶＶＴ）をさらに含んで構成されていてもよい。

これに対し、排気弁駆動機構は、少なくともＶＶＴ２４を含んで構成されている。これにより、図３に矢印で示すように、排気弁２２の開弁期間を一定にした状態で、その開閉タイミングが変更されるようになる。

点火プラグ３１は、例えばねじ等の周知の構造によって、シリンダヘッド１３に取り付けられている。点火プラグ３１は、この例では、シリンダ１１の中心軸に対し、排気側に傾斜した状態で取り付けられており、その先端部（電極）は燃焼室１７の天井部に臨んでいる。尚、点火プラグ３１の配置はこれに限定されるものではない。点火システム３２は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けて、点火プラグ３１が所望の点火タイミングで火花を発生するよう、それに通電する。一例として、点火システム３２はプラズマ発生回路を備え、点火プラグはプラズマ点火式のプラグとしてもよい。

燃料噴射弁３３は、この実施形態ではシリンダ１１の中心軸に沿って配置され、例えばブラケットを使用する等の周知の構造でシリンダヘッド１３に取り付けられている。燃料噴射弁３３の先端は、燃焼室１７の天井部の中心に臨んでいる。燃料噴射弁３３は、この例では、外開弁タイプのピエゾ式インジェクタである。こうしたインジェクタは、ペネトレーションが比較的低い一方で、燃料の微粒化に優れている。

燃料供給システム３４は、燃料噴射弁３３に燃料を供給する燃料供給系と、燃料噴射弁３３を駆動する電気回路と、を備えている。電気回路は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けて燃料噴射弁３３を作動させ、所定のタイミングで所望量の燃料を、燃焼室１７内に噴射させる。ここで、このリーンバーンエンジン１の燃料は、この実施形態ではガソリンであるが、これに限定されるものではなく、例えばガソリン含有の各種の液化燃料としてもよい。

エンジン制御器１００は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラであって、プログラムを実行する中央演算処理装置（ＣＰＵ）と、例えばＲＡＭやＲＯＭにより構成されてプログラム及びデータを格納するメモリと、電気信号の入出力をする入出力（Ｉ／Ｏ）バスと、を備えている。

エンジン制御器１００は、図７に示すように、少なくとも、エアフローセンサ７１からの吸気流量に関する信号、クランク角センサ７２からのクランク角パルス信号、アクセル・ペダルの踏み込み量を検出するアクセル開度センサ７３からのアクセル開度信号、車速センサ７４からの車速信号をそれぞれ受ける。エンジン制御器１００は、これらの入力信号に基づいて、以下のようなエンジン１の制御パラメーターを計算する。例えば、所望のスロットル開度信号、燃料噴射パルス、点火信号、吸気弁リフト量信号、排気弁位相角信号等である。そしてエンジン制御器１００は、それらの信号を、スロットル弁２０（スロットル弁２０を動かすスロットルアクチュエーター）、燃料供給システム３４、点火システム３２、吸気ＣＶＶＬ２３、及び、排気ＶＶＴ２４等に出力する。

このリーンバーンエンジン１の特徴的な点は、エンジンの図示熱効率を高めて、燃費性能を従来に比べて大幅に向上させる観点から、エンジン１の幾何学的圧縮比εを１８以上４０以下の超高圧縮比に設定すると共に、少なくとも部分負荷の運転領域においては空気過剰率λを２．５以上８以下（又は、Ｇ／Ｆを３５以上１２０以下）に設定して、混合気をリーン化することに対し、燃焼室１７の断熱構造を、さらに組み合わせる点にある。

ここで、このエンジン１は圧縮比＝膨張比となる構成から、高圧縮比と同時に、比較的高い膨張比を有するエンジン１でもある。

また、燃焼室１７は、図１に示すように、シリンダ１１の壁面と、ピストン１５の冠面と、シリンダヘッド１３の下面（天井面）と、吸気弁２１及び排気弁２２それぞれのバルブヘッドの面と、によって区画形成されており、これらの各面に、後述する構成を有する断熱層６１，６２，６３，６４，６５が設けられることによって、燃焼室１７が断熱化されている。尚、以下において、これらの断熱層６１〜６５を総称する場合は、断熱層に符号「６」を付す場合がある。断熱層６は、これらの区画面の全てに設けてもよいし、これらの区画面の一部に設けてもよい。また、図例では、シリンダ壁面の断熱層６１は、ピストン１５が上死点に位置した状態で、そのピストンリング１４よりも上側の位置に設けられており、これにより断熱層６１上をピストンリング１４が摺動しない構成としている。但し、シリンダ壁面の断熱層６１はこの構成に限らず、断熱層６１を下向きに延長することによって、ピストン１５のストロークの全域、又は、その一部に断熱層６１を設けてもよい。また、燃焼室１７を直接区画する壁面ではないが、吸気ポート１８や排気ポート１９における、燃焼室１７の天井面側の開口近傍のポート壁面に断熱層を設けてもよい。尚、図１に図示する各断熱層６１〜６５の厚みは実際の厚みを示すものではなく単なる例示であると共に、各面における断熱層の厚みの大小関係を示すものでもない。

このリーンバーンエンジン１では、前述の通り幾何学的圧縮比εを１８≦ε≦４０に設定している。理論サイクルであるオットーサイクルにおける理論熱効率η_ｔｈは、η_ｔｈ＝１−（１／ε）^κ−１であり、圧縮比εを高くすればするほど、理論熱効率η_ｔｈは高くなる。また、ガスの比熱比κを高めれば高めるほど、言い換えると、空気過剰率λを高めれば高めるほど、理論熱効率η_ｔｈは高くなる。

しかしながら、エンジン（正確には、燃焼室の断熱構造を有しないエンジン）の図示熱効率は、所定の幾何学的圧縮比ε（例えば１８程度）でピークになり、幾何学的圧縮比εをそれ以上に高めても図示熱効率は高くならず、逆に、図示熱効率は低下することになる。これは、燃料量及び吸気量を一定のままで幾何学的圧縮比を高くした場合、圧縮比が高くなればなるほど、燃焼圧力及び燃焼温度が高くなることに起因している。つまり、燃焼室１７を区画する面を通じて熱が放出することに伴う冷却損失は、冷却損失＝熱伝達率×伝熱面積×（ガス温度−区画面の温度）によって決定され、燃焼ガスの圧力及び温度が高くなるほど熱伝達率は高くなるから、燃焼圧力及び燃焼温度が高くなることは、その分、冷却損失を増大させることになる。その結果、リーンバーンエンジンは、幾何学的圧縮比が高くなればなるほど、図示熱効率が低下してしまうのである。このように、混合気をリーン化しつつ、幾何学的圧縮比を高めることによってエンジンの図示熱効率を高めようとしても、冷却損失が増大することにより、理論熱効率よりも大幅に低い図示熱効率で頭打ちなってしまう。

これに対し、このリーンバーンエンジン１では、高い幾何学的圧縮比εにおいて図示熱効率が高まるように、燃焼室１７の断熱構造を組み合わせている。つまり、燃焼室１７の断熱化により冷却損失を低減させ、それによって図示熱効率を高める。

一方で、燃焼室１７を断熱化して冷却損失を低減させるだけでは、その冷却損失の低減分が排気損失に転換されて図示熱効率の向上にはあまり寄与しないところ、このリーンバーンエンジン１では、前述したように、高圧縮比化に伴う高膨張比化によって、冷却損失の低減分に相当する燃焼ガスのエネルギを、機械仕事に効率よく変換している。すなわち、このリーンバーンエンジン１は、冷却損失及び排気損失を共に低減させる構成を採用することによって、図示熱効率を大幅に向上させているということができる。

ここで、空気過剰率λについて検討する。空気過剰率λが２．５よりも低くなると燃焼室１７内の最高燃焼温度が高くなって、燃焼室１７からＲａｗＮＯｘが排出され得る。前述したように、このリーンバーンエンジン１は、冷却損失と共に排気損失の低減をも図っているため、排気温度が比較的低く触媒の活性化には不利である。そのため、燃焼室１７からのＲａｗＮＯｘの排出を回避乃至抑制することが望ましく、そのためには、空気過剰率λを２．５以上に設定することが好ましい。言い換えると、燃焼室１７内の最高燃焼温度が所定温度（例えば、ＲａｗＮＯｘが生成し得る温度としての１８００Ｋ（ケルビン））以下となる範囲で、空気過剰率λを設定することが望ましい。エンジン制御器１００は、例えばエンジン１の部分負荷における運転領域内で、負荷の上昇に伴い（言い換えると、燃料噴射量の増量により空気過剰率λが下がることに伴い）、最高燃焼温度が所定温度を超えるようなときには、空気過剰率λを上げてエンジン１を運転することが望ましい。

一方、本願発明者らの検討によると、空気過剰率λ＝８で図示熱効率がピークになることから、空気過剰率λの範囲としては、２．５≦λ≦８が好ましい。尚、エンジン１の運転領域を、低負荷領域及び高負荷領域の２つの領域に区分した場合において、全負荷を含む高負荷の運転領域においては、トルク優先により、空気過剰率λをさらに下げて例えばλ＝１又はλ≦１としてもよい。また、エンジン１の運転状態が、低負荷領域でかつ、低回転領域（エンジン１の運転領域を、低回転領域及び高回転領域の２つの領域に区分した場合の低回転領域）にあるときには特に、空気過剰率λを、４≦λ≦８に設定してもよい。これにより、低回転低負荷領域において燃焼温度が低下し、後述のように、冷却損失の低減に有利になる。尚、この場合、排気還流は行わないことが好ましい。

尚、混合気のリーン化は、スロットル弁２０を開き側に設定することになるから、ガス交換損失（ポンピングロス）の低減による図示熱効率の向上にも寄与し得る。

次に、燃焼室１７の断熱構造について、さらに詳細に説明する。燃焼室１７の断熱構造は、前述したように、燃焼室１７を区画する各区画面に設けた断熱層６１〜６５によって構成されるが、これらの断熱層６１〜６５は、燃焼室１７内の燃焼ガスの熱が、区画面を通じて放出されることを抑制するため、燃焼室１７を構成する金属製の母材よりも熱伝導率が低く設定される。ここで、シリンダ１１の壁面に設けた断熱層６１については、シリンダブロック１２が母材であり、ピストン１５の冠面に設けた断熱層６２についてはピストン１５が母材であり、シリンダヘッド１３の天井面に設けた断熱層６３については、シリンダヘッド１３が母材であり、吸気弁２１及び排気弁２２それぞれのバルブヘッド面に設けた断熱層６４，６５については、吸気弁２１及び排気弁２２がそれぞれ母材である。従って、母材の材質は、シリンダブロック１２、シリンダヘッド１３及びピストン１５については、アルミニウム合金や鋳鉄となり、吸気弁２１及び排気弁２２については、耐熱鋼や鋳鉄等となる。但し、前述したように、このリーンバーンエンジン１は排気損失を低減していることから、排気ガス温度が大幅に低下しているため、特に排気弁２２については耐熱鋼でなくても、従来は使用することができなかった、又は、使用することが困難であった材料（例えばアルミニウム合金等）を使用することも可能である。

また、断熱層６は、冷却損失を低減する上で、母材よりも容積比熱が小さいことが好ましい。つまり、燃焼室１７内のガス温度は燃焼サイクルの進行によって変動するが、燃焼室の断熱構造を有しない従来のエンジンは、シリンダヘッドやシリンダブロック内に形成したウォータージャケット内を冷却水が流れることにより、燃焼室１７を区画する面の温度は、燃焼サイクルの進行にかかわらず、概略一定に維持される。

一方で、冷却損失は、前述の通り、冷却損失＝熱伝達率×伝熱面積×（ガス温度−区画面の温度）によって決定されることから、ガス温度と壁面の温度との差温が大きくなればなるほど冷却損失は大きくなってしまう。冷却損失を抑制するためには、ガス温度と区画面の温度との差温は小さくすることが望ましいが、前述したように、燃焼室１７の区画面の温度を概略一定に維持した場合、ガス温度の変動に伴い差温が大きくなることは避けられない。

そこで、前記の断熱層６は熱容量を小さくし、燃焼室１７の区画面の温度が、燃焼室１７内のガス温度の変動に追従して変化することが好ましい。

また、断熱層６の熱容量を小さくすることは、排気損失の低減にも有利になる。つまり、仮に断熱層の熱容量が大きいときは、燃焼室１７内の温度が低下したときでも、区画面の温度が下がらない一方で、燃焼室１７が断熱構造を有しているため、燃焼室１７内の温度を高温のままに維持してしまう。このことは、結果として排気損失を増大させることになり、エンジン１の熱効率の向上を阻害する。

これに対し、断熱層６の熱容量を小さくすることは、燃焼室１７内の温度が低下したときに、それに追従して区画面の温度が低下する。従って、燃焼室１７内の温度を高温に維持してしまうことを回避し得るから、前述した、温度追従性に伴う冷却損失の抑制のほか、排気損失の抑制にも有利になり得る。

断熱層６の例示として、この断熱層６は、シリンダ１１の壁面、ピストン１５の冠面、シリンダヘッド１３の天井面、並びに、吸気弁２１及び排気弁２２それぞれのバルブヘッド面、つまり、燃焼室１７を区画する区画面に、例えばプラズマ溶射により形成した、ジルコニア（ＺｒＯ_２）、又は、部分安定化ジルコニア（ＰＳＺ）の皮膜によって構成してもよい。ジルコニア又は部分安定化ジルコニアは、熱伝導率が比較的低くかつ、容積比熱も比較的小さいため、母材によりも熱伝導率が低くかつ、容積比熱が母材と同じか、それよりも小さい断熱層６が構成される。

ここで、このリーンバーンエンジン１では、その温間時に、全負荷を含む高負荷の運転領域において空気過剰率をλ＝１にする場合は、点火プラグ３１の駆動によって燃焼室１７内の混合気に点火する火花点火モードとし、空気過剰率λを２．５〜８（又はＧ／Ｆを３５〜１２０）に設定するような、それ以外の運転領域（言い換えると中負荷乃至低負荷の運転領域）では、燃焼室１７内の混合気を圧縮着火させる圧縮着火モードとすればよい。尚、エンジン１の運転領域の全域で圧縮着火モードとしてもよい。

この高圧縮比のリーンバーンエンジン１では、前述の通り、エンジン１の運転状態が低負荷領域にあるときには、空気過剰率λを２．５以上（又は、Ｇ／Ｆを３５以上）に設定する。そして、この混合気のリーン化を行う低負荷の運転状態において冷却損失をさらに低減して、熱効率を高める観点から、このリーンバーンエンジン１では、吸気弁２１の遅閉じを行うことで有効圧縮比を下げる。具体的には、図３に例示するように、吸気弁２１のリフト量を大きくすることによって、吸気弁２１の閉弁時期を、圧縮上死点の中期以降に設定する。ここでいう中期以降とは、圧縮行程を前期、中期、後期に３分割したときの、中期又は後期に相当する。従って、吸気弁２１の閉弁時期は、吸気下死点後６０°ＣＡ以降に設定され、例えば１１０°ＣＡ程度に設定される。このような吸気弁２１の遅閉じより有効圧縮比が低下するため、シリンダ１１内での圧縮端温度及び圧縮端圧力は低減する。このことは、燃焼ガス温度を低下させて燃焼室１７の区画壁との温度差をさらに小さくするから、冷却損失のさらなる低減に有利になる。つまり、リーンバーンエンジン１の図示熱効率がさらに高まる。

また、吸気弁２１の遅閉じに加えて、吸気弁２１及び排気弁２２の開弁期間は、図３に例示するように、排気上死点を間に挟んでオーバーラップしており（Ｔ＿Ｏ／Ｌ）、このことにより、シリンダ１１内の既燃ガスの掃気性が高まり、シリンダ１１内の温度低下、ひいては冷却損失の低減に有利になる。さらに、その吸気弁２１及び排気弁２２の開弁期間のオーバーラップに、前述した動圧掃気が組みあわされるため、掃気性はさらに高まる。すなわち、エンジン１が低負荷領域にあるときには、図６に示すように、吸気弁２１及び排気弁２２の目標バルブタイミングが、排気弁２２の開弁期間と吸気弁２１の開弁期間とが吸気上死点（ＴＤＣ）を挟んでオーバーラップし、かつ、排気弁２２が他のシリンダ１１のオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に開弁を開始するように調整される。詳細には、第１シリンダ１１ａの吸気弁２１と排気弁２２とがオーバーラップしている期間中に第３シリンダ１１ｃの排気弁２２が開弁し、第３シリンダ１１ｃの吸気弁２１と排気弁２２とがオーバーラップしている期間中に第４シリンダ１１ｄの排気弁２２が開弁し、第４シリンダ１１ｄの吸気弁２１と排気弁２２とがオーバーラップしている期間中に第２シリンダ１１ｂの排気弁２２が開弁し、第２シリンダ１１ｂの吸気弁２１と排気弁２２とがオーバーラップしている期間中に第１シリンダ１１ａの排気弁２２が開弁するよう調整される。

このように、所定のシリンダ（排気行程シリンダ）１１の排気弁２２の開弁時に、排気順序がこの排気行程シリンダ１１の１つ前に設定された他の独立排気通路５２に連通するシリンダ（吸気行程シリンダ）１１の吸気弁２１と排気弁２２とがオーバーラップされることで、排気行程シリンダ１１の排気弁２２が開弁してこの排気行程シリンダ１１から独立排気通路５２を通って集合部５６に排気が高速で排出されるのに伴って、オーバーラップ期間中の吸気行程シリンダ１１の独立排気通路５２ひいては排気ポート１９内にエゼクタ効果により負圧が生成され、掃気が促進される。すなわち、シリンダ１１内の既燃ガス量の多くが独立排気通路５２側に排出されるため、シリンダ１１内の温度が低下する。特に、排気弁２２の開弁開始直後はシリンダ１１から非常に高速で排気（所謂ブローダウンガス）が排出され、これに伴い高い負圧が生成される。こうして、冷却損失の低減が図られる。尚、本エンジン１において、吸気弁２１及び排気弁２２の開弁時期、閉弁時期とはそれぞれ、正確な図示は省略するが、各弁２１，２２のリフトカーブにおいてリフトが急峻立ち上がるあるいは立ち下がる時期であり、例えば０．４ｍｍリフトの時期をいう。

さらに、このリーンバーンエンジン１は、冷却損失の低減を目的として、シリンダ１１内に導入される吸気の温度低減を図るための、幾つかの構成を有している。

具体的には、図１に示すように、吸気マニホールド４１は樹脂製であり、これにより遮熱性を高め、吸気マニホールド４１を通過する吸気が受熱してその温度が高くなってしまうことを抑制している。また、シリンダブロック１２とシリンダヘッド１３との間には、遮熱ガスケット６６を介設することによって、相対的に温度の高いシリンダブロック１２から、吸気ポート１８が形成されたシリンダヘッド１３への熱の移動を抑制し、シリンダヘッド１３側の温度上昇を抑制している。このことは、吸気ポート１８を通過する吸気の受熱を抑制する上で有利になる。

さらに、シリンダヘッド１３における、吸気弁２１の傘部上面からバルブステムにかけての部分、言い換えると、吸気弁２１において吸気ポート１８内に露出している部分には、樹脂系の断熱材（遮熱材）６７が取り付けられており、吸気弁２１から吸気への熱の伝達を抑制している。また、吸気弁２１及び排気弁２２におけるバルブスプリングの座面にも同様の樹脂系断熱材（遮熱材）６８，６８が取り付けられており、これらの遮熱材６８もまた、吸気ポート１８内を通過する吸気の受熱を抑制する。

加えて、シリンダヘッド１３において、特に吸気ポート１８の近傍に設けられたウォータージャケット１３１内を流れる冷却水の循環回路は、シリンダブロック１２内のウォータージャケット１２１内を流れる冷却水の循環回路とは別に構成されており、シリンダヘッド１３側の冷却水循環回路は、冷却水を相対的に低い温度、例えばエンジンの冷間時の冷却水温度と同程度の１５℃程度の温度）に維持するように構成されている一方、シリンダブロック１２側の冷却水循環回路は、冷却水を相対的に高い温度、例えばエンジン温間時において従来同様の例えば８０℃程度の温度となるように構成されている。これにより、吸気ポート１８を通過する際に、吸気の受熱を抑制、又は、吸気の冷却を行って、シリンダ１１内に導入される吸気の温度を低くすることが可能になり、冷却手段として機能し得る。一方、シリンダブロック１３等を含む、エンジン１の他の部位においては、温度の適正化が図られる。

また、排気ポート１９には、例えばセラミックス系の断熱材１９１が、ポート壁面を構成するように配設されており、高温の既燃ガスの熱がシリンダヘッド１３側に伝わることを防止している。同様に、排気マニホールド５０は、その内部に中空部を有する二重管構造となっており、これにより断熱性を高めて、既燃ガスの熱が、シリンダヘッド１２側へ伝達することを抑制している。このことは、前述したように、シリンダヘッド１２の温度を比較的低く抑えて、吸気ポート１８内を通過する際の吸気の受熱を抑制する上で有効である。

尚、前記の構成では、排気系に動圧掃気システムを採用して、シリンダ１１内の既燃ガスの掃気性を高めているが、このシステムに代えて、図示は省略するが、排気系に４−２−１排気システムを採用することによって、シリンダ１１内の既燃ガスの掃気性を高めてもよい。

また、シリンダ１１内に導入する吸気温度を低下する上で、車室用空調装置によって冷却された空気を吸気に利用するようにしてもよい。これもまた、冷却手段として機能し得る。

さらに、ここに開示する技術は、前述したような、燃焼室１７の断熱構造を有する高圧縮比のリーンバーンエンジン１への適用に限定されるものではなく、例えば燃焼室１７の断熱構造を省略してもよい。この場合でも、吸気弁２１の遅閉じによる有効圧縮比の低下によって冷却損失が低減すると共に、高膨張比によって排気損失が低減するから、エンジンの図示熱効率は向上する。

１ リーンバーンエンジン（エンジン本体）
１１ シリンダ（気筒）
１７ 燃焼室
１００ エンジン制御器
１３１ ウォータージャケット（冷却手段）
２１ 吸気弁
２２ 排気弁
２３ ＣＶＶＬ（吸気動作変更手段）
３３ 燃料噴射弁

Claims (4)

1. 幾何学的圧縮比εが１８≦ε≦４０に設定されかつ、吸気、圧縮、膨張及び排気行程からなる燃焼サイクルを実行するよう構成されたエンジン本体と、
   前記エンジン本体の気筒内に燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、
   前記エンジン本体に設けられた吸気弁の、少なくとも閉弁時期の変更を含む動作態様を変更する吸気動作変更手段と、
   前記エンジン本体の運転状態に応じて、前記燃料噴射弁を通じた前記燃焼室内へ燃料噴射、及び、前記吸気動作変更手段による前記吸気弁の動作態様を制御する制御器と、を備え、
   前記制御器は、前記エンジンの運転状態が低負荷領域にあるときには、
   空気過剰率λを２．５以上に、又は、前記気筒内の全ガス重量Ｇと前記気筒内に供給される燃料の重量Ｆとの関係Ｇ／Ｆを３５以上に設定しかつ、
   前記吸気弁の閉弁時期を、前記圧縮行程の中期以降となるように設定する火花点火式４サイクルリーンバーンエンジン。
2. 請求項１に記載の火花点火式４サイクルリーンバーンエンジンにおいて、
   前記吸気動作変更手段は、前記吸気弁の開弁時期の変化に対して閉弁時期の変化を大きく変更することによって、その開弁期間を変更する手段であり、
   前記制御器は、前記吸気弁の閉弁時期を前記圧縮行程の中期以降となるように設定しつつ、前記吸気弁の開弁期間を、０．４ｍｍリフト時点で規定した排気弁の開弁時期に対して、排気上死点を間に挟んでオーバーラップするように設定する火花点火式４サイクルリーンバーンエンジン。
3. 請求項２に記載の火花点火式４サイクルリーンバーンエンジンにおいて、
   前記吸気弁及び前記排気弁のオーバーラップ期間内において、当該気筒に連通する排気ポートの圧力を低下させることにより、前記気筒内の掃気を促進する掃気手段をさらに備えた火花点火式４サイクルリーンバーンエンジン。
4. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式４サイクルリーンバーンエンジンにおいて、
   前記エンジン本体における吸気側の通路には、前記気筒内に導入する吸気を冷却する冷却手段が設けられている火花点火式４サイクルリーンバーンエンジン。

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