JP6102884B2 - エンジンの吸気装置 - Google Patents

Description

ここに開示する技術は、エンジンの吸気装置に関する。

特許文献１には、内燃機関の制御装置と、当該装置により制御される吸気装置（インテークマニホールド）とが開示されている。この吸気装置は、各気筒毎に独立吸気通路を有している。各独立吸気通路は、上流側では、第１吸気通路と第２吸気通路とに分岐して、それぞれがサージタンク内の容積室に連通していると共に、下流側では、両通路が合流して１本の通路を構成している。第１吸気通路及び第２吸気通路は、互いに異なる所定のエンジン回転数で、それぞれ動的過給効果を得られるように構成されていて、さらに、両通路の分岐部には、可変バルブが設けられている。この制御装置は、エンジンの運転状態に応じて可変バルブの開度を連続的に変更することにより、中回転域の第１回転数付近と、高回転域の第２回転数付近との間で、動的過給効果を発揮させて体積効率を高め、エンジンのトルク向上効果を得るようにしている。

特開２０１０−１４０７９号公報

ところで、前記特許文献１のような可変吸気システムは、独立吸気通路内に可変バルブを設けるため、当該可変バルブ、及び、その制御系の分だけ、重量及び製造コストが増大してしまうという不都合がある。

しかしながら、容積室と各気筒内とを１本の独立吸気通路で連通させたのでは、特定のエンジン回転数においてでしか動的過給効果が得られないため、狭い回転域でしかエンジンのトルクの向上効果が得られない。

吸気装置において、重量及び製造コストを抑止しつつ、高回転側における体積効率を高めて、高回転側の広い回転域にわたって、エンジンのトルク向上効果を得たい、という要求がある。

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、エンジンの吸気装置において、重量及び製造コストを抑止しつつ、高回転側における体積効率を高めることにある。

ここに開示する技術は、複数の気筒を有するエンジンの吸気装置であって、容積室を形成するサージタンクと、前記容積室と前記複数の気筒内とを、各気筒毎に独立して連通する複数の独立吸気通路を形成するように、その上流側の一端部が前記サージタンクに接続される一方、その下流側の他端部が前記エンジンに接続される、複数の独立吸気管と、を含み且つ、前記エンジンの側部に取り付けられる吸気マニホールドを備える。

前記複数の独立吸気通路は、それぞれ、前記容積室から延びる第１上流側通路と、前記第１上流側通路から連続すると共に、前記気筒に接続される下流側通路とから成り、最高トルク回転数よりも高回転側の第１回転数で動的過給効果が得られるように、該第１回転数に同調する気柱固有振動数となるよう構成される第１経路、及び、前記第１上流側通路とは別に、前記容積室から延びて前記下流側通路に連続する第２上流側通路と、前記下流側通路とから成り、前記最高トルク回転数よりも高回転側で且つ、前記第１回転数とは異なる第２回転数で動的過給効果が得られるように、該第２回転数に同調する気柱固有振動数となるよう構成される第２経路を有する。

前記第１経路及び前記第２経路は、前記エンジンの運転状態に拘らず、常時開通される。

前記第１上流側通路及び前記第２上流側通路は、それぞれ、前記サージタンクの反エンジン側の側面に設けた第１開口部及び第２開口部を介して前記容積室に連通される。

前記第１開口部及び第２開口部は、それぞれ、前記エンジンの気筒軸の方向に並んで配設される。

そして、前記第１回転数と前記第２回転数との間の差が、最高エンジン回転数の１５％以下になるように構成される。

ここでいう「動的過給効果」とは、吸気弁の開弁時に生じて前記独立吸気通路内を伝搬する圧力波を利用することにより、気筒内に吸気を押し込んで、体積効率を高めるものである。こうした動的過給効果としては、一吸気行程中に、吸気弁の直上流側と容積室との間を一往復する圧力波（１次の脈動）を利用した、いわゆる慣性過給効果である。

この構成によると、各独立吸気通路において、第１上流側通路と下流側通路とから成る第１経路、及び、第２上流側通路と下流側通路とから成る第２経路は、それぞれ、最高トルク回転数よりも高回転側の第１回転数及び第２回転数で、動的過給効果が得られるように構成されていて、いずれも、エンジンの運転状態に拘らず、常時開通される。また、第１上流側通路及び第２上流側通路は、それぞれ、サージタンクにおける反エンジン側の側面、つまり、サージタンクにおける同じ側面に並んで接続される。

本願発明者等は、前記のように構成された吸気装置において、さらに、第１回転数と第２回転数との間の差が、最高エンジン回転数の１５％以下であれば、最高トルク回転数より高回転側の、第１回転数及び第２回転数を含む比較的広い回転域にわたって、体積効率を高めることができる、ということを見出した。

すなわち、第１回転数と第２回転数との間の差は、前記の範囲内に設定された場合には、比較的小さくなって、その分だけ、第１経路を伝搬する圧力波に係る気柱固有振動数と、第２経路を伝搬する圧力波に係る気柱固有振動数とが比較的近接するため、各経路を伝搬する圧力波間の干渉による悪影響が低減され、両圧力波に係る動的過給効果が双方とも有効に発揮される、ということと、各独立吸気通路の上流側は、２本の通路で構成されるため、通路断面積が大きくなることにより、吸気の圧力損失が低減される、ということから、前記最高トルク回転数より高回転側の、第１回転数及び第２回転数を含む、高回転側における比較的広い回転域にわたって、体積効率を高めることができる、と考えられる。その結果、高回転側における比較的広い回転域にわたって、エンジンのトルク向上効果を得ることができる。

また、前記吸気装置は、第１上流側通路及び第２上流側通路をそれぞれ、エンジンの運転状態に拘らず常時開通させるため、従来の可変吸気システムのように可変バルブに相当する部材を必要としない。このため、当該部材、及び、その制御系の分だけ、重量及び製造コストを抑止することができる。

従来の可変吸気システムは、２本の通路のそれぞれによって動的過給効果が得られる回転数の差を、比較的大きくした上で、可変バルブによって、一方の通路の開閉を行うことにより、低回転域から高回転域に至る比較的広い回転域にわたって、体積効率を高めるようにしたものであるが、本構成の吸気装置は、高回転側において、動的過給効果が得られる回転数差を、比較的小さくした上で、第１経路及び第２経路の開閉を行わずに常時開通することで、高回転側の広い回転域にわたって、体積効率を高めるようにしたものである。

また、第１上流側通路と第２上流側通路とを、サージタンクにおける同じ側面に接続することで、第１経路の経路長と第２経路の経路長との間の差を、比較的小さくすることが可能になる。これは、動的過給効果が得られる第１回転数と第２回転数との間の差を小さくする上で有利な構成である。

また、第１上流側通路及び第２上流側通路の開口端を容積室の一側に接続しているから、容積室から第１上流側通路又は第２上流側通路に流入する吸気を、互いに同方向に流す上で有利になる。そうすることで、各通路を通過した吸気をスムーズに合流させることができる。

また、前記下流側通路の断面積に相当する真円の径をＲとしたときに、前記第１経路と前記第２経路との間の経路長の差Ｄ、及び、前記径Ｒが、１＜Ｄ／Ｒ≦２の関係を満たすように構成される、としてもよい。

本願発明者等は、第１経路と第２経路との間の経路長の差Ｄと、下流側通路における径Ｒとが前記関係（１＜Ｄ／Ｒ≦２）を満たすならば、第１回転数と第２回転数との間の差が比較的小さくなって、最高トルク回転数より高回転側の回転域において、前述のトルク向上効果が得られることを見出した。この関係式は、動的過給効果が得られる第１回転数と第２回転数とが比較的近い（上限値）ことを意味すると共に、第１上流側通路と第２上流側通路とを互いに干渉することなく配設することが可能になる（下限値）ことを意味する。

さらに、前記径Ｒは、前記下流側通路を形成する前記独立吸気管における最小断面積に相当する真円の径である、としてもよい。

このように選ばれる径Ｒが前記関係を満たすことで、前記のような効果を発揮させるのに適した吸気装置が得られる。

また、前記第１上流側通路及び前記第２上流側通路は、それぞれ、前記サージタンクの反エンジン側の前記側面から、前記エンジンに対し離れる方向に延びた後に、前記下流側通路に連続するように構成される、としてもよい。

この構成によると、サージタンクから第１上流側通路又は第２上流側通路に流入した吸気を、互いに同方向に流す上で一層有利になるから、各通路を通過した吸気をスムーズに合流させることができる。

以上説明したように、前記のエンジンの吸気装置は、エンジンの運転状態に拘らず常時開通した第１経路及び第２経路を有し且つ、第１経路で動的過給効果が得られる第１回転数と、第２経路で動的過給効果が得られる第２回転数とが所定の関係を有するように構成したから、重量及び製造コストを抑止しつつ、高回転側の比較的広い回転域にわたって体積効率が高まり、エンジンのトルク向上効果を得ることができる。

実施形態に係る吸気装置を適用したエンジンが車両に搭載された状態を概略的に示す平面図である。 前記吸気装置を構成する吸気マニホールドを車両左側且つ後側から見た斜視図である。 前記吸気マニホールドを前記エンジンに取り付けた状態の縦断面を示す概略図である。 前記エンジンの排気マニホールドを概略的に示す平面図である。 実施形態に係る吸気マニホールドと、従来構成に係る吸気マニホールドとで、エンジンから出力されるトルクを比較したグラフである。

以下、エンジンの吸気装置の実施形態を図面に基づいて説明する。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。

この実施形態に係るエンジン１０は、火花点火式のエンジンであり、その側部には、吸気装置２を構成する吸気マニホールド２０と、排気マニホールド４０とが取り付けられる。

図１は、吸気マニホールド２０を取り付けたエンジン１０が車両Ｖに搭載された状態を示している。この実施形態では、エンジン１０は、車両Ｖの前部のエンジンルーム内（車両前後方向に延びる左右のフロントサイドフレーム７間）において、ダッシュパネル３の車幅方向中央部の下部に設けたトンネル部（凹部３ａの下部）の前方に縦置きに搭載されるものである。なお、車両ＶはＦＲ車である。

エンジン１０は、この実施形態では、直列４気筒エンジンであって、４つの気筒１１が車両前後方向に直列に並んでいる。つまり、図１に示すように、エンジン１０は、前側（図１の紙面左側）から順に、第１気筒１１、第２気筒１１、第３気筒１１及び第４気筒１１を有している。以下では、特段の事情がない限り、４つの気筒１１のうち、特に第３気筒１１に係る構成を説明することにすると共に、この第３気筒１１を単に“気筒１１”と記載することにする。このエンジン１０の車両左側の面には、樹脂製の吸気マニホールド２０が取付固定されている。一方で、エンジン１０の車両右側の面には、後述の排気マニホールド４０（図１においては省略）が取付固定されている。

具体的に、エンジン１０は、４つの気筒１１が設けられたシリンダブロック（不図示）と、このシリンダブロック上に配設されたシリンダヘッド１７（図３参照）とを有している。エンジン１０の各気筒１１内には、ピストン（不図示）が往復動可能にそれぞれ嵌挿されていて、このピストンは、コンロッド（不図示）を介してクランクシャフト（不図示）と連結されている。

シリンダヘッド１７には、各気筒１１毎に、吸気ポート１２及び排気ポート１３が２つずつ形成されていると共に、これら吸気ポート１２及び排気ポート１３の気筒１１側の開口を開閉する吸気弁１４及び排気弁（不図示）がそれぞれ配設されている。吸気弁１４、及び排気弁は、それぞれ、吸気弁駆動機構及び排気弁駆動機構によって駆動される。

エンジン１０が運転するとき、各気筒１１毎に、互いに異なるタイミングで、吸気行程、圧縮行程、膨張行程及び排気行程が実行される。この実施形態では、第１気筒１１、第３気筒１１、第４気筒１１及び第２気筒１１の順で、各行程が実行される。

前記のように構成されるエンジン１０の吸気マニホールド２０は、サージタンク２２を備えており、このサージタンク２２の上部から車両前側に向けて吸気導入通路部３６が延びている。この吸気導入通路部３６の先端部（車両前側の端部）には、スロットル弁を有するスロットルボディ６０が設けられている。このスロットルボディ６０は、車両Ｖの前端部から後側に延びてきた、途中にエアクリーナ６５を有する吸気側連結ダクト６６に接続されている。

図２は、吸気マニホールド２０の外観を示しており、図３は、吸気マニホールド２０をエンジン１０に取り付けた状態のＡ−Ａ断面（図２の矢印Ａ参照）、つまり、第３気筒１１を縦断する断面図を示している。なお、以下に説明する吸気マニホールド２０についての前、後、左、右、上及び下は、それぞれ、吸気マニホールド２０が車両Ｖに搭載された状態での前、後、左、右、上及び下のことであり、車両Ｖについての前、後、左、右、上及び下と同じである。

なお、以下の説明における“上流”及び“下流”は、それぞれ、エンジン１０が運転するときの吸気及び排気の流れ方向を意味する。

吸気マニホールド２０は、容積室２１を形成する略矩形箱状のサージタンク２２を備えている。この容積室２１は、図３に示すように、サージタンク２２の内壁部によって、前後方向に延びる略矩形状の空間として区画されている。

また、サージタンク２２には、図１に示すように、容積室２１に吸気を導入するための通路を形成する吸気導入通路部３６が接続されている。この吸気導入通路部３６は、サージタンク２２の上面及び前側の面の上端部から、前側に向かって延びている。そして、この吸気導入通路部３６の前側端部に、スロットルボディ６０（スロットル弁）を介して吸気側連結ダクト６６が接続される。これにより、吸気側連結ダクト６６内に吸入された吸気が、スロットルボディ６０、及び、吸気導入通路部３６により形成される通路を通過して、サージタンク２２内の容積室２１に導入されることになる。

この実施形態に係る吸気マニホールド２０をエンジン１０に取付固定した状態では、容積室２１に導入された吸気は、この容積室２１と４つの気筒１１内とを各気筒１１毎に独立して連通する４つの独立吸気通路２３を通過した後、各吸気ポート１２を通過して各気筒１１内に流入することになる。

そこで、吸気マニホールド２０は、前記のような独立吸気通路２３をエンジン１０の各気筒１１毎に独立して構成する、４つの略管状の独立吸気管２４を備えている。

４つの独立吸気管２４は、前後方向に沿って、各気筒１１毎に並んでいて、各独立吸気管２４の上流側の一端部（以下、単に上流端部と記載）がサージタンク２２の左側の側面に接続されている。また、各独立吸気管２４の下流側（後述の下流側管部２４ｃ）の他端部（以下、単に下流端部と記載）には、開口端２５ｄが設けられていて、その付近には、エンジン１０に接続可能な締結部２７が設けられている。

以下で説明するように、４つの独立吸気管２４は、それぞれ、容積室２１から延びる第１上流側通路２５ａ、第１上流側通路２５ａとは別に、容積室２１から延びて第１上流側通路２５ａに合流する第２上流側通路２５ｂ、及び、第１上流側通路２５ａと第２上流側通路２５ｂとから連続して前記開口端２５ｄまで延びる下流側通路２５ｃを形成している。つまり、４つの独立吸気通路２３は、それぞれ、上流側では２本に分岐しており、第１上流側通路２５ａと下流側通路２５ｃとから成る第１経路２３ａ、及び、第２上流側通路２５ｂと下流側通路２５ｃとから成る第２経路２３ｂを有している。

具体的に、４つの独立吸気管２４は、それぞれ、前後方向に並んだ状態で、サージタンク２２の左側の側面から上側且つ右側に湾曲するように延びていて、サージタンク２２の上側を覆うように延設されている。こうした構成により、各独立吸気管２４は、図３に示すように、サージタンク２２を、その左側から上側にかけて囲うように延びる、略Ｃ字状の縦断面を有することになる。

そして、各独立吸気管２４は、前記上流端部及びその近傍部において、サージタンク２２の左側の側面から左方且つ上方に向かって湾曲しながら延びる、第１上流側管部２４ａと第２上流側管部２４ｂとから成る２本の管部を有する。この実施形態では、上側に設けた一方を第１上流側管部２４ａとし、下側に設けた他方を第２上流側管部２４ｂとする。両管部２４ａ，２４ｂは、双方とも略曲管状の形状を有し、上下に並んだ状態でサージタンク２２に接続されていて、第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂをそれぞれ形成している。

なお、サージタンク２２の左側面と第１上流側管部２４ａ及び第２上流側管部２４ｂとの間の接続部には、各独立吸気管２４毎に、第１開口部２２ａ及び第２開口部２２ｂがそれぞれ設けられている。これらの第１開口部２２ａ及び第２開口部２２ｂは、エンジンの上下方向（言い換えるとエンジンの気筒軸の方向）に並んで配設されていて、第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂは、それぞれ、この第１開口部２２ａ及び第２開口部２２ｂを上流端として、容積室２１に連通接続されている。

前述したように、吸気マニホールド２０は、エンジン１０の車両左側の一面に取り付けられるから、サージタンク２２の左側面に開口する第１開口部２２ａ及び第２開口部２２ｂは、双方とも、エンジン１０に取り付けた吸気マニホールド２０において、前記サージタンク２２における反エンジン側の側面（つまり、エンジン１０の反対側に位置する一面）に設けられることになる。ゆえに、そうした同じ一面に接続される第１上流側管部２４ａ部及び第２上流側管部２４ｂは、双方とも、上流端部及びその近傍部においては、エンジン１０から離れる方向に向かって延びることになる。そのことで、第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂは、それぞれ、エンジン１０に対し離れる方向に延びた後に、下流側通路２５ｃに連続することになる。

図３に示すように、第１上流側管部２４ａ及び第２上流側管部２４ｂは、双方とも、サージタンク２２の左側面から左方且つ上方に向かって湾曲しながら延びた後、サージタンク２２の略左方にて集合する。第１上流側管部２４ａと第２上流側管部２４ｂとが集合してから各独立吸気管２４の下流端部までの部分は、各気筒１１毎に、下流側管部２４ｃを構成している。この下流側管部２４ｃは、サージタンク２２を上側からまわり込んでから右方に向かって延びるように曲成された、略円弧状に延びる１本の曲管状に形成されており、下流側通路２５ｃを形成している。下流側管部２４ｃは、前記締結部２７を介してエンジン１０の吸気ポート１２に接続される。

図３にも示すように、第２開口部２２ｂは、第１開口部２２ａよりも下方に設けられているため、第２開口部２２ｂから延びる第２上流側通路２５ｂは、第１開口部２２ａから延びる第１上流側通路２５ａよりも下方から延びることになる。したがって、第２上流側通路２５ｂの通路長Ｌ１２、すなわち、第２開口部２２ｂから第１上流側通路２５ａに合流するまでの長さＬ１２は、第１上流側通路２５ａよりも上方に長く延びる分だけ、第１上流側通路２５ａの通路長Ｌ１１、すなわち、第１開口部２２ａから第２上流側通路２５ｂに合流するまでの長さＬ１１よりも長く取られることになる（つまり、Ｌ１２＞Ｌ１１）。

また、各下流側管部２４ｃの下流端部及びその近傍部には、吸気マニホールド２０をエンジン１０のシリンダヘッド１７に締結するための、前後方向に延びる締結部２７とされている。この締結部２７は、サージタンク２２に対して上側に離れた位置に位置していて、締結部２７におけるエンジン側（右側）の端部は、ボルト２８を介してエンジン１０のシリンダヘッド１７の左側面に締結固定される。

また、図２及び図３に示すように、下流側管部２４ｃ及び締結部２７の下側部分と、サージタンク２２の上側部分とは、上下方向に延びる架橋部２９によって一体的に連結されている。

締結部２７がエンジン１０のシリンダヘッド１７の左側面に締結固定されたとき、各独立吸気管２４に係る下流側通路２５ｃと、前記シリンダヘッド１７に設けられた各気筒１１毎の吸気ポート１２とが連通接続される。前述したように、吸気ポート１２は、各気筒１１毎に２つずつ設けられているため、図３の囲み内に示すように、各下流側通路２５ｃにおいて吸気ポート１２に接続される開口端２５ｄは、これら２つの吸気ポート１２に対応して２つに仕切られている。

各独立吸気管２４により形成される、第１上流側通路２５ａ、第２上流側通路２５ｂ及び下流側通路２５ｃは、それぞれ、容積室２１と４つの気筒１１内とを、各気筒１１毎に独立して連通する４つの独立吸気通路２３を構成している。

各独立吸気通路２３は、第１上流側通路２５ａと下流側通路２５ｃとから成る第１経路２３ａ、及び、第２上流側通路２５ｂと下流側通路２５ｃとから成る第２経路２３ｂを有している。

したがって、前記吸気マニホールド２０を取り付けたエンジン１０を運転させたとき、容積室２１に導入された吸気は、図３の１点破線に示すように、各気筒１１の吸気弁１４の開閉に応じて、第１経路２３ａ又は第２経路２３ｂ、及び、各吸気ポート１２を順次通過して、各気筒１１内に導かれることになる。

また、この吸気マニホールド２０には、従来の可変吸気システムとは異なり、可変バルブを設けておらず、第１経路２３ａ及び第２経路２３ｂは、双方とも、エンジン１０の運転状態に拘らず、常時開通している。

なお、前記のように、第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂは、第１開口部２２ａ及び第２開口部２２ｂの近傍部においては、互いに略平行に延びている。ゆえに、容積室２１から第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂに流入した直後の吸気は、互いに略平行に流れることになる。

また、前記のように、第２上流側通路２５ｂは、第１上流側通路２５ａよりも上方に向かって長く延びている。そのため、第２上流側通路２５ｂと下流側通路２５ｃとから成る第２経路２３ｂの経路長Ｌ２（＝Ｌ１２＋Ｌ１０）は、第１上流側通路２５ａと下流側通路２５ｃとから成る第１経路２３ａの経路長Ｌ１（＝Ｌ１１＋Ｌ１０）よりも長く延びることになる。以下では、第２経路２３ｂと第１経路２３ａとの間の経路長の差をＤ（＝Ｌ２−Ｌ１＝Ｌ１２−Ｌ１１＞０）と記載する。

また、第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂは、容積室２１との連通部付近では、それぞれ、互いに略同一の断面積を有している。一方で、下流側通路２５ｃの断面積は、概ね、第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂのそれぞれと略同一に構成されているものの、締結部２７付近においては、第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂよりも小さな断面積を有するように構成されている。下流側通路２５ｃの断面積、つまり、下流側管部２４ｃにおいて、その内壁により囲まれる領域の断面積Ｓは、その開口端２５ｄにて最小となる。以下では、開口端２５ｄにおける下流側通路２５ｃの断面積をＳとする。前述のように、開口端２５ｄは、２つに仕切られている。ゆえに、ここでいう断面積Ｓとは、２つに仕切られた各開口端２５ｄそれぞれの断面積の和を意味している。

以下では、各独立吸気通路２３の断面積の大きさを特徴付ける量として、その径Ｒを利用する。この実施形態では、その断面積Ｓに相当する真円の直径、つまり、各開口端２５ｄそれぞれの断面積の和と同一の面積を有する真円の直径を径Ｒと定義する。つまり、下流側通路２５ｃの開口端２５ｄにおける径Ｒは、Ｓ＝Ｐｉ×（Ｒ／２）×（Ｒ／２）より算出されることになる（ここで、Ｐｉは円周率）。

この実施形態に係る第１経路２３ａ及び第２経路２３ｂは、その経路長が互いに異なることに起因して、互いに異なるエンジン回転数で、それぞれ動的過給効果（主に慣性過給効果であるが、共鳴過給効果も含まれる）を発揮するように構成されている。

第１経路２３ａから得られる動的過給効果を考える。そのとき、吸気弁１４の開弁動作に伴い生じる圧力波は、第１経路２３ａを伝搬することにより、吸気ポート１２における吸気弁１４の直上流側部分と、容積室２１との間を往復することになる。この実施形態に係るエンジン１０、及びその吸気マニホールド２０は、吸気弁１４の開弁時に生じた圧力波が、吸気弁１４が閉弁する前に、一往復して吸気弁１４の直上流側まで戻ってくるようにすることで（１次の脈動で）、その気筒１１内へ吸気を押し込むようにしている。そうすることで、体積効率が高まり、ひいては、エンジン１０のトルク向上効果が得られる。こうした動的過給効果は、エンジン回転数が、吸気マニホールド２０の形態に基づいて定まる所定の回転数付近にあるときに、得られることになる。

第１経路２３ａは、エンジン１０の回転数が所定の第１回転数Ｖ１にあるときに、その経路が連通接続された気筒１１に対し、動的過給効果を発揮するように、第１回転数Ｖ１に同調する気柱固有振動数となるよう構成されている。この第１回転数Ｖ１は、サージタンク２２、第１経路２３ａ及び吸気ポート１２の形態等に基づいて定まるものであり、この実施形態では、エンジン１０から出力されるトルクが最高となるエンジン回転数（以下では、これを最高トルク回転数と記載する）Ｖｔを上回る（つまり、Ｖｔ＜Ｖ１）ように構成されている。

第２経路２３ｂについても、エンジン１０の回転数が所定の第２回転数Ｖ２にあるときに、その経路が連通接続された気筒１１に対し、動的過給効果を発揮するように、第２回転数Ｖ２に同調する気柱固有振動数となるよう構成されている。この第２回転数Ｖ２は、サージタンク２２、第２経路２３ｂ及び吸気ポート１２の形態等に応じて定まるものであり、この実施形態では、前記最高トルク回転数Ｖｔを上回る一方で、前記第１回転数Ｖ１を下回る（つまり、Ｖｔ＜Ｖ２＜Ｖ１）ように構成されている。第１回転数Ｖ１と第２回転数Ｖ２との間の回転数差Ｖｄは、第１経路２３ａと第２経路２３ｂとの間の形態の差異に基づいて定まる。第２経路２３ｂは、第１上流側通路２５ａではなく第２上流側通路２５ｂを含んで構成されていて、第１経路２３ａよりも経路長が長いため、動的過給効果が発揮されるエンジン回転数は、低くなる。

なお、前記最高トルク回転数Ｖｔは、この実施形態では、エンジン１０において設定されたエンジン回転数域のほぼ中央に相当する。

ここで、吸気マニホールド２０は、前述の回転数差Ｖｄが、エンジン１０において設定されたエンジン回転数の上限（以下では、これを最高エンジン回転数と記載する）Ｖｅの１５％以下となるように、つまり、“Ｖｄ／Ｖｅ＝（Ｖ１−Ｖ２）／Ｖｅ≦０．１５”の関係（以下では、これを関係式Ｆと記載）を満たすように構成されている。これは、第１経路２３ａによって動的過給効果が得られるエンジン回転数Ｖ１と、第２経路２３ｂによって動的過給効果が得られるエンジン回転数Ｖ２とが比較的近いことを意味している。前述したように、第１経路２３ａを構成する第１上流側通路２５ａの第１開口部２２ａと、第２経路２３ｂを構成する第２上流側通路２５ｂの第２開口部２２ｂとは、サージタンク２２の反エンジン側の同じ側面において、気筒軸の方向に並んで設けられているから、第１経路２３ａの経路長Ｌ１と第２経路２３ｂの経路長Ｌ２との間の経路長差Ｄは比較的小さくなる。そして、経路長の差Ｄが小さくなった分だけ、第１経路２３ａで動的過給効果が発揮される第１回転数Ｖ１と、第２経路２３ｂで動的過給効果が発揮される第２回転数Ｖ２とが近くなって、その回転数差Ｖｄも小さくなる。また、前述の第１経路２３ａ及び第２経路２３ｂの経路長の差Ｄと、前述の開口端２５ｄにおける径Ｒとが、“１＜Ｄ／Ｒ≦２”の関係（以下では、これを関係式Ｇと記載）を満たすように、吸気マニホールド２０を構成してもよい。つまり、Ｄ／Ｒは、経路長の差が大きいほど大きくなるが、２以下であることで、経路長の差が比較的小さくなって、回転数差Ｖｄも小さくなる。このように、第１回転数Ｖ１と第２回転数Ｖ２との差を、比較的小さくすることにより、詳細は後述するが、最高トルク回転数Ｖｔを超える高回転側における比較的広い回転域にわたって、体積効率を高めることが可能になる。

また、吸気弁１４が開閉される時間間隔が比較的長くなる、前記最高トルク回転数よりも低回転側の回転域では、第１経路２３ａ又は第２経路２３ｂを２回以上往復する圧力波（２次脈動，３次脈動）を利用することで、体積効率を高めるようにしている。

このように、最高トルク回転数Ｖｔを超える高回転側においては、吸気マニホールド２０において常時開通する第１経路２３ａと第２経路２３ｂとによる動的過給効果を利用して、エンジン１０のトルク向上効果を得るようにしている一方で、最高トルク回転数Ｖｔを含むような中回転域においては、いわゆる４‐２‐１排気システムを有する排気マニホールド４０によって各気筒１１の掃気を促進することで、エンジン１０のトルク向上効果を得るようにしている。

図４は、この実施形態における排気マニホールド４０の構造を概略的に示していて、この排気マニホールド４０は、各気筒１１毎に独立して接続される、４つの独立排気管４１を有している。

各独立排気管４１は、前記４つの独立吸気管２４と同様に、エンジン１０に接続される端部が２つに分岐していて、分岐したそれぞれの端部が、各気筒１１毎に２つずつ設けられた排気ポート１３に接続されている。

排気マニホールド４０は、いわゆる、４‐２‐１排気システムを構成している。つまり、この実施形態では、４つの独立排気管４１は、下流側にて、それぞれに通じる気筒１１からの排気順序が隣り合わないもの同士で、２本ずつ集合された後、それよりもさらに下流側で、集合された２本が１本に集合されることになる。この実施形態では、前述のように、第１気筒１１、第３気筒１１、第４気筒１１及び第２気筒１１の順で排気されるように構成されているため、排気マニホールド４０は、第１気筒１１及び第４気筒１１に係る独立排気管４１が集合して成る第１集合管４２ａと、第２気筒１１及び第３気筒１１に係る独立排気管４１が集合して成る第２集合管４２ｂと、それよりさらに下流側で構成される、第１集合管４２ａ及び第２集合管４２ｂが集合して成る、１本の排気側連結ダクト４３と、を有している。

このようにして構成された排気マニホールド４０をエンジン１０に適用することにより、気筒１１間の排気干渉による悪影響を低減すると共に、気筒１１内からの排気を吸い出して掃気性を高めている。詳細は省略するが、こうした効果は、エンジン回転数が中回転域にあるときに、得られることになる。こうして、中回転域のエンジンのトルク向上効果を得ている。

次に、この実施形態に係る吸気装置２を適用したエンジン１０（つまり、前述の吸気マニホールド２０を取り付けたエンジン１０）から出力されるトルクについて、図５を用いて説明する。

図５は、エンジン回転数と、エンジン１０から出力されるトルクとの間の関係を示すグラフである。図５において実線で示した曲線Ｃ２は、この実施形態に係る吸気マニホールド２０を適用したときに出力されるトルクを示している。吸気マニホールド２０は、第１回転数Ｖ１と第２回転数Ｖ２とのそれぞれで、動的過給効果が得られるように構成されている。具体的にエンジン１０は、排気量１．５Ｌのガソリンエンジンであり、第１経路２３ａと第２経路２３ｂとの経路長差Ｄは、５３ｍｍ、開口端２５ｄにおける径Ｒは、３６ｍｍであり、Ｄ／Ｒは、１．４７である。また、エンジン１０は、最高回転７０００ｒｐｍに構成されており、最高トルク回転数は約４０００ｒｐｍ、前述の第１回転数Ｖ１及び第２回転数Ｖ２は、それぞれ、７０００ｒｐｍ及び６０００ｒｐｍである。したがって、最高エンジン回転数Ｖｅは７０００ｒｐｍ、第１回転数Ｖ１と第２回転数Ｖ２との回転数差Ｖｄは、１０００ｒｐｍ、Ｖｄ／Ｖｅは、０．１４３（≒０．１５）である。図５の曲線Ｃ２に示すように、この実施形態に係る吸気マニホールド２０を適用したときに出力されるトルクは、紙面左方から紙面右方に向かうにつれて、すなわち、高回転側に向かうにつれて、概ね増大し、紙面左右中程に示した前述の最高トルク回転数Ｖｔにて、最大となる。それより右方では、つまり、最高トルク回転数Ｖｔよりも高回転側では、概ね減少していく。

一方で、図５において破線で示した曲線Ｃ１は、公知の吸気装置を適用したとき（つまり、公知の吸気マニホールドを取り付けたとき）に出力されるトルクを示している。この“公知の吸気マニホールド”は、１本の吸気通路を有しているものであり、前記第１回転数Ｖ１で動的過給効果が得られるように構成されている。この曲線Ｃ１に示すように、公知の吸気マニホールドを適用したときに出力されるトルクは、最高トルク回転数Ｖｔよりも高回転側では、この実施形態に係る吸気マニホールド２０を適用したときに出力されるトルクを下回っている。

つまり、この実施形態に係る吸気マニホールド２０と、公知の吸気マニホールドとを比較したときに、実施形態に係る吸気マニホールド２０は、第２回転数Ｖ２付近においてトルクが向上するだけではなく、最高トルク回転数Ｖｔよりも高回転側の全域にわたって、公知の吸気マニホールドよりもトルクの向上が図られる。これは、次の理由によると考えられる。

つまり、第１経路２３ａを伝搬する圧力波に係る第１回転数Ｖ１、及び、第２経路２３ｂを伝搬する圧力波に係る第２回転数Ｖ２は、双方とも、最高トルク回転数Ｖｔよりも高回転側になるよう構成されていて、その差Ｖｄは比較的小さい。そのことで、各回転数に対応する気柱固有振動数が比較的近接するため、第１経路２３ａを伝搬する圧力波と、第２経路を伝搬する圧力波との間の干渉が抑止され、双方からの動的過給効果が有効に発揮されることになる結果、第１回転数Ｖ１と第２回転数Ｖ２とを含む比較的広い回転域にわたって、エンジン１０の体積効率が高められ、トルク向上効果が得られることになる、と考えられる。

さらに、この実施形態に係る吸気マニホールド２０では、各独立吸気通路２３は、上流側では、第１上流側通路２５ａと第２上流側通路２５ｂとの２つの通路を含むため、１本の通路から構成される公知の吸気マニホールドと比較して、断面積が大きい。したがって、断面積が大きい分だけ流路抵抗が低減されるから、この実施形態に係る吸気マニホールド２０は、吸気の圧力損失が低減し、そのことによっても、エンジン１０のトルク向上効果が得られることになる、と考えられる。

以上説明したように、この実施形態に係る吸気マニホールド２０は、高回転側の比較的広い回転域にわたって、体積効率を高めて、トルクの向上効果を得ることができる。

関係式Ｆは、第１経路２３ａ及び第２経路２３ｂを伝搬する圧力波に係る気柱固有振動数が、干渉による悪影響を十分に低減できる程に近接するための条件として構成されている。したがって、関係式Ｆが成立する範囲では、高回転側の比較的広い範囲にわたるトルクの向上効果を得ることができる。なお、（Ｖ１−Ｖ２）／Ｖｅは、０以上である。

また、第１経路２３ａ及び第２経路２３ｂは、可変バルブを用いることなく、常時開通しているため、当該バルブ、及び、その制御系の分だけ部品点数が減少し、重量及び製造コストを抑止することができる。

さらに、第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂを、それぞれ、サージタンク２２における同じ側面に接続することで、第１経路２３ａの経路長Ｌ１と第２経路２３ｂの経路長Ｌ２との間の差Ｄを小さくすることができる。このことで、第１回転数Ｖ１と第２回転数Ｖ２との間の差Ｖｄを小さくすることができる。

また、第１開口部２２ａ及び第２開口部２２ｂを、反エンジン側の側面に並んで設けたから、容積室２１から第１上流側通路２５ａ又は第２上流側通路２５ｂに流入する吸気を、互いに同方向に流す上で有利になる。そうすることで、各通路を通過した吸気をスムーズに合流させることができる。

また、関係式Ｇは、第１開口部２２ａと第２開口部２２ｂとを互いに干渉させることなく配設可能な条件（下限側）と、第１経路２３ａ及び第２経路２３ｂを伝搬する圧力波の振動数が、干渉による悪影響を十分に低減できる程に近接する（上限値）ための条件（上限側）とから構成されている。

また、第１経路２３ａ又は第２経路２３ｂを２回以上往復する圧力波も利用することにより、吸気弁１４が開閉される時間間隔が比較的長くなる、前記最高トルク回転数Ｖｔよりも低回転側の回転域においても、体積効率を高めて、エンジン１０のトルク向上効果を得ることができる。

また、排気側には４‐２‐１排気システムを採用しているため、中回転域において出力されるトルクを、一層向上させている。

また、関係式Ｇにて用いる通路幅Ｒとして、下流側通路２５ｃにおける開口端２５ｄの通路幅を利用することで、前記のような効果を発揮させるのに適した吸気マニホールド２０が得られる。

前記第１上流側通路２５ａ及び前記第２上流側通路２５ｂは、それぞれ、前記サージタンク２２の前記側面から、前記エンジン１０に対し離れる方向に延びた後に、前記下流側通路２５ｃに連続するように構成されている。ゆえに、容積室２１から第１上流側通路２５ａ及び第２上流側通路２５ｂに流入した直後の吸気を互いに同方向に流す上で一層有利になり、それぞれを通過した吸気をスムーズに合流させることができる。
（他の実施形態）
この実施形態では、排気マニホールド４０として、４‐２‐１排気システムを構成するものを適用することで、中回転域における掃気性を高めていたが、これに限定されるわけではない。例えば、排気マニホールドとして、いわゆるエゼクタ効果によって掃気性を高める構成を採用してもよい。つまり、排気マニホールドとして、先細りに形成された各独立排気管を束ねて集合させたものを適用することで、ある気筒から排気が噴出されたときに、他の気筒に続く独立排気管等に負圧が作用して、そこから排気が下流側に吸い出されることになる。そのことで、４‐２‐１排気システムと同様に、中回転域においてエンジンのトルク向上効果を得ることができる。

１０ エンジン
１１ 気筒
２ 吸気装置
２０ 吸気マニホールド
２１ 容積室
２２ サージタンク
２２ａ 第１開口部
２２ｂ 第２開口部
２３ 独立吸気通路
２３ａ 第１経路
２３ｂ 第２経路
２４ 独立吸気管
２５ａ 第１上流側通路
２５ｂ 第２上流側通路
２５ｃ 下流側通路
Ｖｔ 最高トルク回転数
Ｖｅ 最高エンジン回転数
Ｖ１ 第１回転数
Ｖ２ 第２回転数

Claims (4)

1. 複数の気筒を有するエンジンの吸気装置であって、
   容積室を形成するサージタンクと、
   前記容積室と前記複数の気筒内とを、各気筒毎に独立して連通する複数の独立吸気通路を形成するように、その上流側の一端部が前記サージタンクに接続される一方、その下流側の他端部が前記エンジンに接続される、複数の独立吸気管と、を含み且つ、前記エンジンの側部に取り付けられる吸気マニホールドを備え、
   前記複数の独立吸気通路は、それぞれ、前記容積室から延びる第１上流側通路と、前記第１上流側通路から連続すると共に、前記気筒に接続される下流側通路とから成り、最高トルク回転数よりも高回転側の第１回転数で動的過給効果が得られるように、該第１回転数に同調する気柱固有振動数となるよう構成される第１経路、及び、前記第１上流側通路とは別に、前記容積室から延びて前記下流側通路に連続する第２上流側通路と、前記下流側通路とから成り、前記最高トルク回転数よりも高回転側で且つ、前記第１回転数とは異なる第２回転数で動的過給効果が得られるように、該第２回転数に同調する気柱固有振動数となるよう構成される第２経路を有し、
   前記第１経路及び前記第２経路は、前記エンジンの運転状態に拘らず、常時開通され、
   前記第１上流側通路及び前記第２上流側通路は、それぞれ、前記サージタンクの反エンジン側の側面に設けた第１開口部及び第２開口部を介して前記容積室に連通され、
   前記第１開口部及び第２開口部は、それぞれ、前記エンジンの気筒軸の方向に並んで配設され、
   前記第１回転数と前記第２回転数との間の差が、最高エンジン回転数の１５％以下になるように構成される、エンジンの吸気装置。
2. 請求項１に記載のエンジンの吸気装置において、
   前記下流側通路の断面積に相当する真円の径をＲとしたときに、前記第１経路と前記第２経路との間の経路長の差Ｄ、及び、前記径Ｒが、１＜Ｄ／Ｒ≦２の関係を満たすように構成される、エンジンの吸気装置。
3. 請求項２に記載のエンジンの吸気装置において、
   前記径Ｒは、前記下流側通路を形成する前記独立吸気管における最小断面積に相当する真円の径である、エンジンの吸気装置。
4. 請求項１から請求項３のいずれか１つに記載のエンジンの吸気装置において、
   前記第１上流側通路及び前記第２上流側通路は、それぞれ、前記サージタンクの反エンジン側の前記側面から、前記エンジンに対し離れる方向に延びた後に、前記下流側通路に連続するように構成される、エンジンの吸気装置。

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