JP6299797B2 - エンジンの排気装置 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンの排気装置に関する。

従来より、吸気行程中に排気ガスの一部を、排気ポートを通じて気筒内に導入する内部ＥＧＲ制御を実行するエンジンが知られている。

特許文献１には、燃焼室に形成された混合気に火花点火により燃焼させる火花点火燃焼モード（ＳＩモード）と、上記混合気を圧縮着火により燃焼させる圧縮着火燃焼モード（ＣＩモード）と、を切り換え可能な内燃機関（エンジン）あって、上記火花点火燃焼モードから上記圧縮着火燃焼モードへ切り換える際に、内部ＥＧＲ制御における内部ＥＧＲ量を増加させるとともに、上記混合気に火花を点火する時期を早期化させ、かつ上記混合気の形成に用いられる内部ＥＧＲに含まれる酸素濃度が高くなるように、燃焼室への燃焼噴射量を減量させる内燃機関が開示されている。

特開２０１５−９８７８６号公報

ところで、一般的に、エンジンに対して圧縮着火燃焼運転（以下、ＣＩ運転という）を安定して実行するためには、燃焼室を所定温度よりも高い高温状態にしておく必要がある。特許文献１に記載のようなエンジンでは、内部ＥＧＲ制御によって排気ガスの一部を、排気ポートを通じて気筒内に導入することで、燃焼室内の温度が上昇しにくいエンジンの低負荷領域でも、安定したＣＩ運転に必要な燃焼室の温度環境を確保するようにしている。

しかしながら、一般的に、エンジンの排気ポートの周囲には、高負荷運転時に該排気ポートを冷却したりヒータなどの熱交換器へ熱を供給したりするためのエンジン冷却水が流通するウォータジャケットが形成されており、気筒内（燃焼室内）から排気ポート内に流入した排気ガスは、上記エンジン冷却水に熱を奪われてしまう。そのため、単純に内部ＥＧＲ制御を実行すると、上記エンジン冷却水に熱を奪われて、温度の低下した排気ガスを気筒内に導入することになる。すなわち、単に内部ＥＧＲ制御を実行するだけでは、安定したＣＩ運転に必要な燃焼室の温度環境を確保し難く、エンジンの低負荷領域でＣＩ運転を実行することが困難になってしまう。

本発明は、斯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、内部ＥＧＲ制御において出来る限り温度の高い排気ガスを気筒内に導入して、エンジンの低負荷領域において、安定したＣＩ運転を可能にすることにある。

上記課題を解決するために、本発明は、吸気行程中に排気ガスの一部を、シリンダヘッド内に形成された排気ポートを通じて気筒内に導入する内部ＥＧＲ制御を実行するエンジンの排気装置を対象として、上記気筒毎に設けられ、各気筒内から排気ガスをそれぞれ排出するための、第１の排気口及び第２の排気口と、上記第１の排気口に接続され、上記第１の排気口を通じて上記気筒内から排出された排気ガスを上記シリンダヘッドの外部に排出するための第１の排気ポートと、上記第２の排気口に接続され、上記第２の排気口を通じて上記気筒内から排出された排気ガスを上記シリンダヘッドの外部に排出するための第２の排気ポートと、上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートにそれぞれ設けられ、上記第１の排気口及び上記第２の排気口を開閉するための排気バルブと、上記エンジンの回転に連動して回転するカムの作用によって、上記排気バルブを開閉駆動させるための動弁機構と、を備え、上記第１の排気ポートは、上記第１の排気ポート全体の流路断面積の平均値が、上記第２の排気ポート全体の流路断面積の平均値よりも大きくなるように形成されており、上記エンジンは、上記内部ＥＧＲ制御において、上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートのうちの上記第１の排気ポートのみを通じて排気ガスが上記気筒内に導入されるよう上記動弁機構を駆動させるように構成されている、ものとした。

この構成によると、上記内部ＥＧＲ制御において、上記第２の排気ポートよりも全体の流路断面積の平均値（以下、平均流路断面積ということがある）が大きい上記第１の排気ポートを通じて排気ガスを上記気筒内に導入するよう上記動弁機構を駆動するため、相対的に温度の高い排気ガスが上記気筒内に導入される。

具体的には、排気ガスから、排気ポートにおける、シリンダヘッドのウォータジャケット（以下、ヘッド側ＷＪということがある）に隣接した壁部に移動する熱量は、以下の計算式で表される。

Ｑ＝Ａ・α・Δｔ
上記計算式において、Ｑは排気ガスから上記壁部に移動する熱量、Ａは排気ガスが接触する上記壁部の面積、αは熱伝達率、Δｔは排気ガスの温度と上記壁部の温度との差である。尚、熱伝達率αは、排気ガスの流速と相関関係があり、排気ガスの流速が高いほど該熱伝達率αが大きくなる。また、上記壁部の温度は、ヘッド側ＷＪ内を流れるエンジン冷却水の温度と相関関係がある。

排気行程においては、先ず、上記第１の排気口及び上記第２の排気口を通じて、気筒から上記第１の排気ポート内及び上記第２の排気ポート内へと排気ガスが排出され、各排気ポート内を流通する。排気ガスが各排気ポート内を流通するときには、排気ポートの流路断面積が大きいほど管路抵抗が小さくなるため、排気ポートの流路断面積が大きいほど排気ガスの流速が遅くなる傾向がある。すなわち、上記第１の排気ポートの方が、上記第２の排気ポートと比べて平均流路断面積の大きいため、上記第１の排気ポート内を流通する排気ガスの流速の方が、上記第１の排気ポート内を流通する排気ガスの流速よりも遅くなる。そのため、上記計算式によると、第１の排気ポート内を流れる、流速がより遅い排気ガスの方が、上記熱伝達率αが小さくなるため、上記壁部を通じてヘッド側ＷＪを流れるエンジン冷却水に奪わる熱量が小さくなり、上記第１の排気ポート内の排気ガスの方が、上記第２の排気ポート内の排気ガスよりも高温に維持される。

したがって、上記内部ＥＧＲ制御において、上記第１の排気ポート内の排気ガスを上記気筒内に導入するようにすることによって、相対的に温度の高い排気ガスを気筒内に導入することができる。これにより、エンジンの低負荷運転時であっても、内部ＥＧＲ制御によって出来る限り温度の高い排気ガスを気筒内（厳密には気筒内の燃焼室）に導入することができ、気筒内の温度環境を、安定したＣＩ運転に必要な温度環境にしやすくなる。この結果、エンジンの低負荷領域において、安定したＣＩ運転を実行できるようになる。

また、上記第２の排気ポート内に排出された排気ガスについては、上記第２の排気ポートにおける壁部を通じて、排気ガスの熱を上記エンジン冷却水に積極的に供給することができるため、熱交換器への熱供給を積極的に実行することができる。この結果、上記エンジンの低負荷領域における安定したＣＩ運転の実現と熱交換器への熱供給とを両立できるようになる。

上記エンジンの排気装置の一実施形態において、上記第１の排気ポートは、反気筒側に向かうにつれて、その流路断面積が徐々に拡大するように構成されている、ことが望ましい。

例えば、上記エンジンを高負荷領域で運転させる時には、排気ガスの温度が高くなりすぎることがある。一般的に、排気ガスは排気浄化装置内の排気浄化触媒によって浄化されてから、上記エンジンが搭載された車両の外部に排出されるところ、排気ガスの温度が高くなりすぎると、上記排気浄化触媒の活性化温度の上限値を超える温度の排気ガスが、上記排気浄化装置内に導入されてしまい、上記排気浄化触媒による排気浄化性能が悪化してしまうおそれがある。そのため、上記エンジンの低負荷領域における安定したＣＩ運転のために、上記第１の排気ポート内の排気ガスの温度を維持する必要がある一方で、上記エンジンの高負荷領域において、排気ガスを十分に冷却することも考慮する必要がある。

仮に、上記第１の排気ポートの流路断面積が急激に拡大するような構成であると、排気ガスが、上記第１の排気口を通じて上記第１の排気ポート内に排出された瞬間に、該排気ガスが上記第１の排気ポート内に広がるため、該排気ガスが上記第１の排気ポート内で乱流状態となる。このように、排気ガスが乱流状態になると、排気ガスがスムーズに流れにくくなる。また、流路断面積が急劇に拡大することで、排気ガスが、上記第１の排気ポートの壁面から剥離しやすくなる。これにより、上記熱伝達率αや上記接触面積Ａが減少するため、排気ガスから上記壁部に移動する熱量については減少する。しかしながら、この構成では、上記第１の排気ポートの冷却性能については損なわれるため、上記エンジンを高負荷領域で運転させる際に、上記第１の排気ポート内で排気ガスを十分に冷却することができない。

一方で、上記第１の排気ポートを、その流路断面積が上記気筒と反対側に向かうにつれて徐々に拡大するような構成にすると、排気ガスは、上記第１の排気ポート内で徐々に広がる。これにより、排気ガスが乱流状態になりにくくなるとともに、排気ガスが上記第１の排気ポートの壁面から剥離しにくくなる。そのため、上記第１の排気ポートにおける流路断面の中央付近の排気ガスは冷却されにくい一方で、上記第１の排気ポートにおけるヘッド側ＷＪと隣接した壁部と接触する排気ガスについては、上記第１の排気ポート内で十分に冷却される。この結果、上記エンジンの低負荷領域において、安定したＣＩ運転を実行しやすくなるとともに、上記エンジンの高負荷領域では、排気ガスの冷却を十分に行うことができる。

上記エンジンの排気装置において、上記第１の排気ポート全体の流路断面積の平均値は、上記第２の排気ポート全体の流路断面積の平均値の１．０５倍以上の値である、ことが望ましい。

この構成によると、上記第１の排気ポート全体の流路断面積の平均値を、上記第２の排気ポート全体の流路断面積の平均値の１．０５倍以上の値にすることによって、上記エンジンの低負荷領域において、気筒内の温度を、ＣＩ運転を実行するのに充分な温度にすることができ、安定したＣＩ運転をより確実に実行することができる。

上記エンジンの排気装置において、上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートは、上記シリンダヘッドの内部で、それぞれの下流側の端部が互いに合流して１つの集合排気ポートとなった状態で、上記シリンダヘッドの外部に臨む排気開口に接続されている、ことが望ましい。

この構成によると、上記排気開口を１つとすることができ、上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートのように、流路断面積の異なる複数の排気ポートが上記シリンダヘッド内に形成されていたとしても、排気ポート毎に径の異なる排気管を接続する必要が無くなり、部材コストや部材数、組立作業性等の効率化を図ることができる。

上記エンジンの排気装置において、上記排気バルブは、上記第１の排気口を開閉するための第１の排気バルブと、上記第２の排気口を開閉するための第２の排気バルブと、によって構成され、上記第１の排気バルブを開閉動作させる動弁機構は、バルブのリフト量を連続的に変更可能な可変動弁機構である、ことが望ましい。

すなわち、上記内部ＥＧＲ制御を実行する際に、最適な燃焼を実現して燃費の向上等を図るためには、エンジン負荷に応じて、排気バルブの開閉量（リフト量）をきめ細かく調整し、導入する排気ガスの量（以下、内部ＥＧＲ量という）を円滑に変化させることが望ましい。

そこで、上記内部ＥＧＲ制御において、排気二度開き動作が行われる第１の排気バルブに対して、バルブのリフト量を連続的に変更させる可変動弁機構を設けることにより、最適な燃焼を実現して最適な燃焼を実現して燃費の向上を図ることができる。

また、上記内部ＥＧＲ量を円滑に変化させることができるため、気筒内の温度環境を制御しやすくなり、ＣＩ運転が実行可能なエンジン負荷領域の拡大を図ることもできる。

上記エンジンの排気装置において、上記シリンダヘッド内に設けられ、上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートを横切るように形成され、上記シリンダヘッドを冷却するヘッド側ウォータジャケットをさらに備え、上記ヘッド側ウォータジャケットは、各気筒における上記第１の排気ポートと隣接する各領域が、各気筒における上記第２の排気ポートと隣接する各領域よりも狭くなるように構成されている、ことが望ましい。

この構成によると、上記ヘッド側ＷＪにおいて、上記第１の排気ポートと隣接する領域が、上記第２の排気ポートと隣接する領域よりも狭くなるように構成されているため、上記第１の排気ポートにおける上記接触面積Ａが、上記第２の排気ポートにおける上記接触面積Ａよりも狭くなる。これにより、上記第１の排気ポート内を流通する排気ガスの温度低下をより抑えることができ、上記内部ＥＧＲ制御においてより高温の排気ガスが気筒内に導入される。この結果、上記エンジンの低負荷領域において、安定したＣＩ運転をより確実に実行することができる。

以上説明したように、本発明のエンジンの排気装置によれば、上記第１の排気ポートの流路断面積は、上記第２の排気ポートの流路断面積よりも大きく形成されており、上記エンジンは、内部ＥＧＲ制御によって、上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートのうちの上記第１の排気ポートのみを通じて排気ガスが上記気筒内に導入されるよう上記動弁機構を駆動させるように構成されているため、相対的に温度の高い排気ガスを気筒内に導入することができる。これにより、エンジンの低負荷運転時であっても、内部ＥＧＲ制御によって出来る限り温度の高い排気ガスを気筒内に導入することができ、気筒内の温度環境を、安定したＣＩ運転に必要な温度環境にしやすくなる。この結果、エンジンの低負荷領域において、安定したＣＩ運転を実行できるようになる。

本発明の実施形態に係る排気装置を有するエンジンを示す概略図である。 エンジンの吸排気ポートの構成を示す概略上面図である。 気筒の上部を下方から見た概略図である。 吸気ポート及び排気ポートを気筒列方向から見た図である。 図４のＶ−Ｖ線における断面図である。 図２のＶＩ−ＶＩ線における概略断面図である。 エンジン回転数及びエンジン負荷に基づいて、ＳＩ運転又はＣＩ運転を選択するためのマップである。 排気ポート径の拡大率と内部ＥＧＲ制御を実行したときの気筒内のガス温度との関係を示すグラフである。 排気ポートの周囲に設けられたヘッド側ＷＪを示す図である。 エンジンの作動領域と最適なガス割合との関係を表したマップである。 排気バルブの開閉パターンを示す図である。

以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。

図１に、本実施形態に係る排気装置が設けられたエンジン１を示す。このエンジン１は、１番気筒乃至４番気筒が順に図１の紙面に垂直な方向（以下、気筒列方向という）に互いに隣接して直列に配置された直列４気筒ガソリンエンジンであって、自動車等の車両に搭載される。

エンジン１は、シリンダブロック１ａ、シリンダブロック１ａの上に組み付けられたシリンダヘッド１ｂ、シリンダブロック１ａの下側に組み付けられたオイルパン１ｃ、エンジン１から回転動力を出力するクランクシャフト１ｄなどで構成されている。

シリンダブロック１ａの上部とシリンダヘッド１ｂとの双方にわたる部分に、クランクシャフト１ｄと直交する方向に延びる円筒形状の気筒２（図１では１つのみ表示）が設けられている。各気筒２の内部には、コネクティングロッド３を介してクランクシャフト１ｄに連結されたピストン４がスライド自在に収容されていて、ピストン４の頂面と気筒２の上部とによって燃焼室５が区画されている。

各気筒２の上部には、吸気口１０と排気口２０とが各々２つずつ形成されている（図１では１つずつ表示）。これら吸気口１０及び排気口２０は、それぞれ、吸気ポート１１及び排気ポート２１を通じてシリンダヘッド１ｂの外部に連通している。シリンダヘッド１ｂには、これら吸気口１０及び排気口２０を開閉する吸気バルブ１２及び排気バルブ２２と、これら吸気バルブ１２及び排気バルブ２２を開閉動作させるための動弁機構４０，５１，５２とが設置されている。

また、シリンダヘッド１ｂには、燃焼室５に燃料を噴射するインジェクタ６や、燃焼室５で火花を点火する点火プラグが、気筒２毎に設けられている。インジェクタ６は、その噴射口が燃焼室５の上部に位置するように配置され、通常は圧縮行程上死点付近で燃料を噴射するように設定されている。

エンジン１の一方の側部には、吸気ポート１１に連通する吸気通路１５が接続されており、エンジン１の他方の側部には、燃焼室５から排気ガスを排出する排気通路２５が接続されている。吸気通路１５には、各気筒２へ供給する空気（新気）量を調節するスロットル弁１６が設置されており、吸気通路１５は、サージタンク１７を介して各気筒２の吸気ポート１１の各々と接続されている。

排気通路２５は、排気マニホールドを介して各気筒２の排気ポート２１の各々と接続されている。排気通路２５の排気下流側には、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置２７とサイレンサ２８とが配設されている。

排気浄化装置２７は、１つのケース内に収容された状態で上流側から順に並ぶ、排気浄化触媒２７ａと、ガソリンパティキュレートフィルタ（ＧＰＦ２７ｂ）とを有している。それにより、排気ガスは、排気浄化触媒２７ａによって浄化され、含有する煤等の微粒子がＧＰＦ２７ｂで捕集され、浄化された後にサイレンサ２８を通じて排出される。

エンジン１の作動は、コントロールユニット１００によって包括的に制御されており、スロットル弁１６、後述する各動弁機構４０，５０，５１、インジェクタ６、点火プラグ７等の作動も、コントロールユニット１００によって制御されている。

次に、エンジン１の吸気ポート１１及び排気ポート２１の構成について、図２〜図５を参照しながら説明する。尚、図２において、上側が排気側、下側が吸気側である。また、図２における右側には変速機（図示省略）があり、各気筒２は、該変速機側とは反対側（図２の左側）から変速機側（図２の右側）に向かって、１番気筒２ａ、２番気筒２ｂ、３番気筒２ｃ及び４番気筒２ｄとなっている。また、図３において、左側が排気側、右側が吸気側である。

図２及び図３に示すように、吸気口１０は、気筒２毎に２つずつ設けられている。また、排気口２０も気筒２毎に２つずつ設けられている。２つの吸気口１０はそれぞれ同一径の円形開口からなり、エンジン１の一方の側部に沿って横並びに配置されている。一方、２つの排気口もそれぞれ同一径の円形開口からなり、エンジン１の他方の側面に沿って横並びに配置されている。尚、以下の説明では、後述する第１の排気ポート２３が設けられる排気口を第１の排気口２０ａ、後述する第２の排気ポート２４が設けられる排気口を第２の排気口２０ｂと区別することがある。

図２に示すように、それぞれの吸気口１０には、吸気ポート１１がそれぞれ設けられている。２つの吸気ポート１１は、その流路断面積が流路全体で互いに等しくなるように設計されている。尚、流路断面積とは、ポート（ここでは、吸気ポート１１）の中心線に垂直な面で切ったときの、該ポートの断面積のことを意味する。以下の説明でも、単に「流路断面積」といったときには、同様の断面積のことを意味する。

それに対し、図２及び図３に示すように、それぞれの排気口２０にも、排気ポート２１がそれぞれ設けられている。詳しくは、第１の排気口２０ａに対しては第１の排気ポート２３が設けられる一方、第２の排気口２０ｂに対しては、第２の排気ポート２４が設けられている。尚、以下の説明において、これらを区別しない場合には、単に排気ポート２１ということがある。

図２に示すように、１番気筒２ａにおける第１の排気ポート２３と２番気筒２ｂにおける第１の排気ポート２３は互いに隣り合うように配置されており、３番気筒２ｃにおける第１の排気ポート２３と４番気筒２ｄにおける第１の排気ポート２３も互いに隣り合うように配置されている。すなわち、例えば、１番気筒２ａと２番気筒２ｂとを１つの気筒グループとしたときに、第１の排気ポート２３が内側（図２では、１番気筒２ａの右側及び２番気筒２ｂの左側）、第２の排気ポート２４が外側（図２では、１番気筒２ａの左側及び２番気筒２ｂの右側）に配置される。３番気筒２ｃ及び４番気筒２ｄの第１及び第２の排気ポート２３，２４についても同様である。

また、図２に示すように、第１の排気ポート２３及び第２の排気ポート２４は、それぞれの下流側の端部が、互いにシリンダヘッド１ｂの内部の連結部２１ａで連結されて、１つの集合排気ポート３０となって、排気開口２９からシリンダヘッド１ｂの外部に望む、Ｖ字状ないしＹ字状の集合排気ポートになっている。

第１及び第２の排気口２０ａ，２０ｂから連結部２１ａまでの第１及び第２の排気ポート２３，２４の構造について、図３〜図５を参照しながら説明すると、図３及び図４に示すように、第１の排気ポート２３は、反気筒２側へ向かうにつれて、すなわち、第１の排気口２０ａから連結部２１ａ（図３にのみ記載）に向かうにつれて、その流路断面積が徐々に拡大する構造となっている一方、第２の排気ポート２４は、その流路断面積が第２の排気口２０ｂから連結部２１ａまで略一定となるような構造となっている。つまり、図５に示すように、第１の排気ポート２３における、第１の排気口２０ａから所定距離離間した位置における流路断面積は、第２の排気ポート２４における、第２の排気口２０ｂから上記所定距離離間した位置における流路断面積よりも大きくなる。このことから、第１の排気ポート２３全体の流路断面積の平均値（以下、平均流路断面積という）、すなわち、第１の排気ポート２３における第１の排気口２０ａから連結部２１ａまでの平均流路断面積は、第２の排気ポート２４における第２の排気口２０ｂから連結部２１ａまでの平均流路断面積よりも大きくなる。

このように、第１の排気ポート２３と第２の排気ポート２４とで流路断面積がそれぞれ異なる場合であっても、排気ポート２１を、シリンダヘッド１ｂの内部で互いに集合する集合排気ポートとすることで、各気筒に対応する排気開口２９の開口面積を互いにそろえることができ、シリンダヘッド１ｂの外部に配置される排気管の径を互いにそろえることができる。そのため、第１の排気ポート２３と第２の排気ポート２４とで異なる径の排気管を接続する必要が無くなり、部材コストや部材数、組立作業性等の効率化が図ることができる。

また、図２に示すように、排気開口２９は、第１の排気口２０ａからの排気が、第２の排気口２０ｂからの排気よりも排出され易いように、第２の排気口２０ｂよりも第１の排気口２０ａの側に偏って配置されている。さらに、第１の排気ポート２３は、第１の排気口２０ａから連結部２１ａに向かうまでにほとんど曲げられず、ストレートにつながるような構造となっている。これにより、第１の排気ポート２３の長さが相対的に短くなるため、第１の排気ポート２３内を流通する排気ガスは、第２の排気ポート２４内を流通する排気ガスよりも冷却されにくくなる。

２つ吸気口１０には、２つの吸気口１０と略同径の吸気バルブ１２がそれぞれ設置され、第１の排気口２０ａには、第１の排気口２０ａと略同径の第１の排気バルブ２２ａが配置され、第２の排気口２０ｂには、第２の排気口２０ｂと略同径の第２の排気バルブ２２ｂが配置されている。各バルブ１２，２２ａ，２２ｂは、閉じる方向にスプリングで付勢されており、そのスプリングの付勢力に抗して吸気バルブ１２等が燃焼室５に突出することで吸気口１０等が開かれる。尚、以下の説明において、第１及び第２の排気バルブ２２ａ，２２ｂについては、これらを区別しない場合には、単に排気バルブ２２ということがある。

図６に示すように、エンジン１の各気筒２には、吸気バルブ１２を開閉動作させるための吸気側動弁機構４０、第１の排気バルブ２２ａを開閉動作させるための第１排気側動弁機構５１及び第２の排気バルブ２２ｂを開閉動作させるための第２排気側動弁機構５２がそれぞれ設置されている。

吸気側動弁機構４０、第１及び第２排気側動弁機構５１，５２はそれぞれ、図示は省略するが、吸気カムシャフト及び排気カムシャフトを有する。これらのカムシャフトは、図示は省略するが、タイミングチェーンを介してクランクシャフト１ｄに駆動連結される。上記吸気カムシャフト及び上記排気カムシャフトはそれぞれ、エンジン１の回転に連動して、詳しくはクランクシャフト１ｄの回転に連動して回転する。

各動弁機構４０，５１，５２には、吸気バルブ１２等のリフト量を変える可変バルブリフト機構（以下、Variable Valve Liftを略してＶＶＬという）や吸気バルブ１２等の開閉タイミングを変える可変バルブタイミング機構（以下、Variable Valve Timingを略してＶＶＴという）が設けられている。特に、第１排気側動弁機構５１には、第１の排気バルブ２２ａのリフト量を連続的に変更可能な可変動弁機構である連続可変バルブリフト機構（以下、Continuous Variable Valve Liftを略してＣＶＶＬという）やカムシャフトの回転によって回転するカムの動力を、液圧を介してバルブに伝達する液圧駆動式可変バルブ開閉機構などが設けられている。第１排気側動弁機構５１は、図では明示していないが、コントロールユニット１００からの信号を受けて、第１の排気バルブ２２ａのリフト量及び第１の排気バルブ２２ａの開弁期間を変更するようになっている。尚、ＶＶＬ、ＶＶＴ及びＣＶＶＬは油圧式や電動式など公知の構造を採用することができるため、その詳細な説明は省略する。また、液圧駆動式可変バルブ開閉機構ついても公知の構造を採用することができるため、その詳細な説明を省略する。

また、図６に示すように、シリンダヘッド１ｂにおける第１及び第２の排気ポート２３，２４の周囲には、エンジン冷却水が流れるヘッド側ウォータジャケット６０（以下、ヘッド側ＷＪ６０という）が設けられている。ヘッド側ＷＪ６０は、各気筒２における各第１及び第２の排気ポート２３，２４を横切るように気筒列方向に延びており、シリンダヘッド１ｂを冷却するともに、各第１及び第２の排気ポート２３，２４内の排気ガスから吸収した熱を車両のヒータなどの熱交換器に供給する役割を有している。尚、図示は省略しているが、シリンダブロック１ａにもブロック側ウォータジャケットが形成されている。

次に、図７を参照しながらエンジン１の燃焼動作制御について説明する。

図７は、横軸にエンジン回転数、縦軸にエンジン負荷をとったエンジン１の制御マップを示している。エンジン１では、点火プラグ７による点火を行わずに燃焼室５内の混合気を圧縮して自着火させる圧縮着火燃焼運転（以下、Ｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ Ｉｇｎｉｔｉｏｎを略してＣＩ運転という）が行われる。しかしながら、エンジン負荷が所定負荷より大きい運転領域である高負荷領域では、混合気の温度が高く燃焼が急峻になり燃焼騒音等の問題となる。そのため、エンジン１では、エンジン負荷が所定負荷より高い領域である高負荷領域では、点火プラグ７によって点火する火花点火燃焼運転（以下、Ｓｐａｒｋ Ｉｇｎｉｔｉｏｎを略してＳＩ運転という）が行われる。すなわち、エンジン１では、エンジン負荷が所定負荷以下の運転領域である低負荷領域では、ＣＩ運転が実行される一方、エンジン負荷が所定負荷より大きい運転領域である高負荷領域では、ＳＩ運転が実行される。

ＣＩ運転では、混合気を圧縮して自着火させるため、安定してＣＩ運転を行うには、気筒２内（厳密には、気筒２の燃焼室５）の温度を、混合気が自着火可能な温度になる程度に高温状態にしておく必要がある。しかしながら、エンジン負荷が低負荷の状態では、単純にエンジン１を動作させるだけでは、気筒２内が温まりにくい。そこで、本実施形態に係るエンジンでは、エンジン負荷が所定負荷以下の低負荷領域において、吸気行程中に排気バルブ２２を開いて、排気ガスの一部を、排気ポート２１を通じて気筒２内に導入する内部ＥＧＲ制御を実行する。これにより、高温の排気ガスが気筒２内に導入されるため、気筒２内及び気筒２内の混合気の温度を上昇させることができ、安定したＣＩ運転が期待できる。

しかしながら、上述したように、排気ポート２１の周囲にはヘッド側ＷＪ６０が形成されており、エンジン１の燃焼行程後に、気筒２内から排気ポート２１内へ排出された排気ガスの熱の一部は、排気ポート２１におけるヘッド側ＷＪ６０と隣接した壁部を通じて、ヘッド側ＷＪ６０を流れるエンジン冷却水に奪われてしまう。そのため、単純に内部ＥＧＲ制御を実行するだけでは、上記エンジン冷却水によって冷却された後の排気ガスを気筒２内に導入することとなり、安定したＣＩ運転に必要な気筒２の温度環境を確保し難く、エンジンの低負荷領域で安定したＣＩ運転を実行することが困難である。

そこで、本実施形態では、第１の排気ポート２３の平均流路断面積を第２の排気ポート２４の平均流路断面積の１．０５倍にするとともに、内部ＥＧＲ制御において、第１及び第２の排気ポート２３，２４のうちの第１の排気ポート２３のみを通じて排気ガスが気筒２内に導入されるように各動弁機構４０，５１，５２を駆動するようにエンジン１を構成している。

具体的に、排気ポート２１からヘッド側ＷＪ６０のエンジン冷却水に奪われる熱量Ｑは、以下の計算式で求められる。

Ｑ＝Ａ・α・Δｔ
上記計算式において、Ｑは排気ガスから第１の排気ポート２１における上記壁部に移動する熱量、Ａは排気ガスが接触する上記壁部の面積、αは熱伝達率、Δｔは排気ガスの温度と上記壁部の温度との差である。尚、熱伝達率αは、排気ガスの流速と相関関係があり、排気ガスの流速が高いほど該熱伝達率αが大きくなる。また、上記壁部の温度は、ヘッド側ＷＪ６０内を流れるエンジン冷却水の温度と相関関係がある。

排気行程においては、先ず、気筒２の燃焼室５から第１及び第２の排気ポート２３，２４へと排気ガスが導入される。このとき、第１の排気バルブ２０ａのバルブ径と第２の排気バルブ２０ｂのバルブ径とは、略同じであるため、第１及び第２の排気ポート２３，２４に導入される排気ガスの流量は等しくなる。

排気ガスは、第１及び第２の排気ポート２３，２４へ導入された後、第１及び第２の排気ポート２３，２４内を流通する。排気ガスが各排気ポート２３，２４内を流通するときには、排気ポート２１の流路断面積が大きいほど管路抵抗が小さくなるため、排気ポート２１の流路断面積が大きいほど排気ガスの流速が遅くなる傾向がある。上述したように、第１の排気ポート２２の平均流路断面積は、第２の排気ポート２４の平均流路断面積の１．０５倍であるため、第１の排気ポート２３内を流通する排気ガスの流速は、第２の排気ポート２４内を流通する排気ガスの流速よりも低くなる。これにより、第１の排気ポート２３内を流通する排気ガスにおける熱伝達率αが、第２の排気ポート２４内を流通する排気ガスにおける熱伝達率αよりも小さくなる。これにより、第１の排気ポート２３内を流通する排気ガスは、第２の排気ポート２４内を流通する排気ガスよりもエンジン冷却水に奪われる熱量Ｑが少なくなる。この結果、第１の排気ポート２３内を流通する排気ガスの温度は、第２の排気ポート２４内を流通する排気ガスの温度よりも高くなる。

したがって、内部ＥＧＲ制御において、第１及び第２の排気ポート２３，２４のうちの第１の排気ポート２３のみを通じて排気ガスが気筒２内に導入されるよう各動弁機構４０，５１，５２を駆動するようにエンジン１を構成していれば、上記内部ＥＧＲ制御において、気筒２内に、相対的に温度の高い排気ガスを導入することができるようになる。これにより、エンジン１の低負荷運転時であっても、気筒２内の温度環境を、安定したＣＩ運転に適切な温度環境にしやすくなる。

図８には、第２の排気ポート２４の平均流路断面積に対して、第１の排気ポート２３の平均流路断面積を拡大させかつ上記内部ＥＧＲ制御を第１の排気ポート２３に対してのみ行った場合の、気筒２内の温度をシミュレーションによって算出した結果を示している。図８において、縦軸は上記内部ＥＧＲ制御を実行したときの気筒２内のガス温度であり、横軸は第２の排気ポート２４の平均流路断面積に対する第１の排気ポート２３の平均流路断面積の比率、換言すると、第１の排気ポート２３の平均流路断面積の拡大率である。図８内で横軸と平行に引かれた実線は、安定したＣＩ運転を実行するために望ましい気筒２内のガス温度（以下、所望ガス温度という）を表している。また、このシミュレーションでは、エンジン回転数を１０００ｒｐｍ、エンジン負荷を低負荷、エンジン冷却水の水温を３００Ｋ、外気温を３００Ｋとして計算している。

図８を参照すると、第１の排気ポート２３の平均流路断面積の拡大率が１．０、つまり、第１の排気ポート２２の平均流路断面積と第２の排気ポート２４の平均流路断面積とが同じときには、気筒２内のガス温度が所望ガス温度に到達していない。これは、第１の排気ポート２３内を流通する排気ガスの熱がエンジン冷却水に奪われてしまうためである。

これに対して、第１の排気ポート２３の平均流路断面積の拡大率を増大させていくと、気筒２内のガス温度が上昇し、上記拡大率が１．１のときには、上記所望ガス温度を上回る温度になることが分かる。そして、各算出結果を結ぶ直線を求め、該直線と上記所望ガス温度を示す実線との交点を求めると、該交点における上記拡大率は１．０５となる。すなわち、上記拡大率が１．０５以上のときに、気筒２内のガス温度が上記所望ガス温度に到達することが算出される。

したがって、第１の排気ポート２３の平均流路断面積の拡大率が１．０５以上であれば、上記内部ＥＧＲ制御を実行したときの気筒２内のガス温度を所望ガス温度することが可能であり、このことから、本実施形態では、第１の排気ポート２３の平均流路断面積の拡大率を１．０５として、上記内部ＥＧＲ制御を実行したときの気筒２内のガス温度が、上記所望ガス温度に到達するようにしている。尚、第１の排気ポート２３として、平均流路断面積の拡大率が１．０５以上のものを用いてもよい。ただし、第１の排気ポート２３の平均流路断面積を大きくしすぎると、シリンダヘッド１ｂのレイアウトが困難になることから、拡大率は１．０５〜１．２にすることが望ましい。

上述のように、第１の排気ポート２３の平均流路断面積を第２の排気ポート２４の平均流路断面積よりも大きくすることで、第１の排気ポート２３内を流通する排気ガスの温度を維持することができ、エンジン１の低負荷運転時であっても、気筒２内の温度環境を、安定したＣＩ運転に適切な温度環境にすることができる。しかしながら、エンジン１の高負荷運転時には、排気ガスの温度が高くなりすぎることがあり、このときには、排気ガスを排気ポート２１内で十分に冷却することが求められる。

すなわち、排気ガスは、排気浄化装置２７内の排気浄化触媒２７ａによって浄化されてから、エンジン１が搭載された車両の外部に排出されるところ、エンジン１の高負荷運転時等において、排気ガスの温度が高くなりすぎると、排気浄化触媒２７ａの活性化温度の上限値を超える温度の排気ガスが、排気浄化装置２７内に導入されてしまい、排気浄化触媒２７ａによる排気浄化性能が悪化してしまうおそれがある。そのため、エンジン１の低負荷運転時における安定したＣＩ運転のために、第１の排気ポート２３内を流通する排気ガスの温度を出来る限り高い温度に維持する必要がある一方で、エンジン１の高負荷運転時において、上記排気ガスを十分に冷却することも考慮する必要がある。

そこで、本実施形態では、第１の排気ポート２３は、その流路断面積が、反気筒２側に向かうにつれて、すなわち、第１の排気口２０ａから連結部２１ａに向かうにつれて徐々に拡大する構造としている。

仮に、第１の排気ポート２３の流路断面積が急激に拡大するような構成であると、排気ガスが、第１の排気口２０ａから第１の排気ポート２３内に導入された瞬間に、第１の排気ポート２３内に広がるため、該排気ガスが第１の排気ポート２３内で乱流状態となる。このように、排気ガスが乱流状態になると、排気ガスがスムーズに流れにくくなる。また、流路断面積が急劇に拡大することで、排気ガスが、第１の排気ポート２３の壁面から剥離しやすくなる。これにより、上記熱伝達率αや上記接触面積Ａが減少するため、排気ガスから第１排気ポート２３の壁部に移動する熱量については減少する。しかしながら、この構成では、第１の排気ポート２３の冷却性能については損なわれるため、エンジン１の高負荷運転時に、第１の排気ポート２３内で排気ガスを十分に冷却することができない。

一方で、本実施形態のように、第１の排気ポート２３を、その流路断面積が反気筒２側に向かうにつれて徐々に拡大するような構成にすると、排気ガスは、第１の排気ポート２３内で徐々に広がる。これにより、排気ガスが乱流状態になりにくくなるとともに、排気ガスが第１の排気ポート２３の壁面から剥離しにくくなる。そのため、第１の排気ポート２３内における流路断面の中央付近の排気ガスは冷却されにくい一方で、第１の排気ポート２３内におけるヘッド側ＷＪ６０と隣接した壁部と接触する排気ガスについては、第１の排気ポート２３内で十分に冷却される。この結果、エンジン１の低負荷運転時において、上記内部ＥＧＲ制御によって、第１の排気ポート２３を通じて相対的に温度の高い排気ガスが気筒２内に導入されることで、安定したＣＩ運転を実行しやすくなるとともに、エンジン１の高負荷運転時において、第１の排気ポート２３内で、排気ガスの冷却を十分に行うことができる。

さらに、本実施形態では、ヘッド側ＷＪ６０を、第１の排気ポート２３と隣接する領域が、第２の排気ポート２４と隣接する領域よりも狭くなるように構成している。

図９に、排気ポート２２に隣接するヘッド側ＷＪ６０の流路を示す。排気ポート２１に隣接するヘッド側ＷＪ６０は、排気ポート２１の上側を通る上側水路６１と、排気ポートの下側に形成された下側水路６２と、を有している。

図９では、下側水路６２における排気ポート２１と隣接する領域については、上側水路６１と重なって見えていないが、下側水路６２における排気ポート２１と隣接する領域は、第１の排気ポート２３と第２の排気ポート２４とで同じ広さである。一方で、上側水路６１における排気ポート２２と隣接する領域は、第１の排気ポート２３と第２の排気ポート２４とで異なっており、上側水路６１における、１番気筒２ａと２番気筒２ｂとの間の領域及び３番気筒２ｃと４番気筒２ｄとの間の領域に孔６３が形成されることによって、第１の排気ポート２３における上側水路６１と隣接する領域が、第２の排気ポート２４における上側水路６１と隣接する領域よりも狭くなるようになっている。この孔６３は、上側水路６１内の水圧を上げてエンジン冷却水に流れを発生させるためのものであり、一般に、ヘッド側ＷＪ６０に設けられるものである。つまり、該孔６３を上述の領域に形成することで、各気筒２における第１の排気ポート２３における上側水路６１と隣接する各領域が、各気筒２における第２の排気ポート２４における上側水路６１と隣接する各領域よりも狭くなるようにしている。

このように、第１の排気ポート２３と隣接する水路が、第２の排気ポート２４と隣接する水路よりも狭くなるように構成することで、第１の排気ポート２３を流れる排気ガスと第１の排気ポート２３におけるヘッド側ＷＪ６０と隣接した壁部との接触面積（すなわち、上記接触面積Ａ）が減少するため、第１の排気ポート２３に導入された排気ガスの温度は、より高温状態に維持されやすくなる。これにより、上記内部ＥＧＲ制御においてより高温の排気ガスが気筒２内に導入されるため、より確実に、気筒２内の温度環境をＣＩ運転に適した温度環境にすることができる
次に、図１０及び図１１を参照しながら、上記内部ＥＧＲ制御を実行する際の、吸気バルブ１２等の開閉制御について説明する。

図１０に、エンジン１の作動領域と最適なガス割合との関係を表したマップの一例を示す。上述したように、エンジン１では、低負荷領域でＣＩ燃焼が行われ、高負荷領域でＳＩ燃焼が行われるように設定されており、上記内部ＥＧＲ制御は低負荷領域で行われる。

上記内部ＥＧＲ制御において気筒２内に導入する排気ガスの量である内部ＥＧＲ量の割合は、概ね、エンジン１の負荷が小さいほど高くなっており、エンジン負荷が大きくなるに従って次第に減少するようになっている。これは、上述したように、高負荷領域では、気筒２内の温度が高いために、圧縮自着火を行うと燃焼騒音等の問題が発生するため、高温の排気ガスの導入量を抑えて、気筒２内の温度を適切な温度に保つためである。

図１０に示すように、エンジン負荷に合わせて上記内部ＥＧＲ量の割合を減少させるには、上記内部ＥＧＲ量を、円滑に連続して減少させる必要がある。エンジン１では、上記内部ＥＧＲ制御によって排気二度開きを行う排気ポートである第１の排気ポート２３に、ＣＶＶＬや液圧式可変バルブ開閉機構などのバルブリフト量を連続的に変化させることができる第１排気側動弁機構５１が設けられているため、バルブリフト量を調整することで上記内部ＥＧＲ量が制御できるので、そのようなきめ細かな調整であっても安定して行うことができる。

図１１に、第１の排気バルブ２２ａ及び第２の排気バルブ２２ｂの開閉パターンの一例を示す。上段の実線が第１の排気バルブ２２ａの開閉パターンを表しており、下段の実線が第２の排気バルブ２２ｂの開閉パターンを表している。各段の破線は吸気バルブ１２の開閉パターンを表している。

先ず、排気行程では、第１及び第２の排気バルブ２２ａ，２２ｂともに、開閉タイミング及び開閉量が同期して開閉され、次の吸気行程では、第１の排気バルブ２２ａだけが開閉される。

吸気行程では、必要な内部ＥＧＲ量を安定して導入することが求められるため、第１の排気バルブ２２ａは、吸気行程の初期段階で開閉される。特に、排気行程の開閉動作に連続して（つまり、間隔を空けることなく）吸気行程の開閉動作を行うのが好ましい。これにより、時間的余裕をもって内部ＥＧＲ（排気ガス）を気筒２内に導入することができるので、必要な内部ＥＧＲ量を安定して気筒２内に導入することができる。

吸気バルブ１２の開き動作は、吸気側動弁機構４０のＶＶＴによって、第２の排気バルブ２２ｂの開き動作に遅れて開始される。これにより、新気が気筒２内に導入される前に、内部ＥＧＲが気筒２内に導入されるので、内部ＥＧＲの割合が高い状態で、ガス割合のばらつきを効果的に抑制できる。特に、第１の排気バルブ２２ａの閉弁動作中に吸気バルブ１２が開弁動作するように制御すれば、円滑に新気を導入することができ、ガス割合のばらつきをより効果的に抑制できる。

また、内部ＥＧＲはピストン４が降下するときに生じる負圧によって気筒２内に導入されるため、ピストン４の降下速度が速いほど増加する。ピストン４の降下速度が速い期間は、通常、吸気行程の初期段階、すなわち、吸気行程開始時の上死点（ＴＤＣ）と、そこからクランク角が９０度となる点までの間にあるため、図１１に示すように、吸気行程開始時の上死点と、そこからクランク角が９０度となる点までの間に二度目の第２の排気バルブの開き動作を行うことで、効率よく内部ＥＧＲを気筒２内に導入することができる。

したがって、本実施形態では、第１の排気ポート２３の平均流路断面積が第２の排気ポート２４の平均流路断面積よりも大きく形成されており、内部ＥＧＲ制御において、第１の排気ポート２３及び第２の排気ポート２４のうちの第１の排気ポート２３からのみ排気ガスが気筒２内に導入されるよう第１排気側動弁機構５１を駆動させるように構成されているため、内部ＥＧＲ制御によって、ポート内での排気ガスの流速が遅く、排気ガスの熱がヘッド側ＷＪ６０を流れるエンジン冷却水に奪われにくい、第１の排気ポート２３を通じて、出来る限り温度の高い排気ガスを気筒２内に取り込むことができる。これにより、エンジン１の低負荷運転時であっても、内部ＥＧＲ制御において出来る限り温度の高い排気ガスを気筒２内に導入することができ、気筒２内の温度環境を、安定したＣＩ運転に必要な温度環境にしやすくなる。この結果、エンジン１の低負荷領域において、安定したＣＩ運転を実行できるようになる。

本発明は、上記実施形態に限られるものではなく、請求の範囲の主旨を逸脱しない範囲で代用が可能である。

例えば、上述の実施形態では、第１排気側動弁機構５０のみに、ＣＶＶＬや液圧駆動式可変バルブ開閉機構が設けられていたが、これに限らず、吸気動弁機構４０や第２排気側動弁機構５１にもＣＶＶＬや液圧駆動式可変バルブ開閉機構を設けるようにしてもよい。

また、上述の実施形態では、第２の排気ポート２４は、第２の排気口２０ｂから接続部２１ａまでの流路断面積が一定であったが、これに限らず、第２の排気ポート２４の平均流路断面積が、第１の排気ポート２３の平均流路断面積よりも小さければ、途中で流路断面積が変化するようになっていてもよい。特に、第２の排気ポートを、第２の排気口２０ｂから接続部２１ａに向かうにつれて、その流路断面積が徐々に拡大するように形成すれば、第２の排気ポート２４内を流通する排気ガスが、第２の排気ポート内で効率的に冷却されるという効果が期待される。

上述の実施形態は単なる例示に過ぎず、本発明の範囲を限定的に解釈してはならない。本発明の範囲は請求の範囲によって定義され、請求の範囲の均等範囲に属する変形や変更は、全て本発明の範囲内のものである。

本発明は、吸気行程中に排気ガスの一部を排気ポートを通じて気筒内に導入する内部ＥＧＲ制御を実行するエンジンのシリンダヘッド内に形成され、上記気筒毎に、第１の排気ポートと、第２の排気ポートとを備えた、エンジンの排気装置として有用である。

１ エンジン
１ｂ シリンダヘッド
２ 気筒
２０ 排気口
２０ａ 第１の排気口
２０ｂ 第２の排気口
２１ 排気ポート
２２ 排気バルブ
２２ａ 第１の排気バルブ
２２ｂ 第２の排気バルブ
２３ 第１の排気ポート
２４ 第２の排気ポート
２９ 排気開口
３０ 集合排気ポート
５１ 第１排気側動弁機構（第１の排気バルブを開閉動作させる動弁機構）
６０ ヘッド側ウォータジャケット

Claims (6)

1. 吸気行程中に排気ガスの一部を、シリンダヘッド内に形成された排気ポートを通じて気筒内に導入する内部ＥＧＲ制御を実行するエンジンの排気装置であって、
   上記気筒毎に設けられ、各気筒内から排気ガスをそれぞれ排出するための、第１の排気口及び第２の排気口と、
   上記第１の排気口に接続され、上記第１の排気口を通じて上記気筒内から排出された排気ガスを上記シリンダヘッドの外部に排出するための第１の排気ポートと、
   上記第２の排気口に接続され、上記第２の排気口を通じて上記気筒内から排出された排気ガスを上記シリンダヘッドの外部に排出するための第２の排気ポートと、
   上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートにそれぞれ設けられ、上記第１の排気口及び上記第２の排気口を開閉するための排気バルブと、
   上記エンジンの回転に連動して回転するカムの作用によって、上記排気バルブを開閉駆動させるための動弁機構と、を備え、
   上記第１の排気ポートは、上記第１の排気ポートの全体の流路断面積の平均値が、上記第２の排気ポートの全体の流路断面積の平均値よりも大きくなるように形成されており、
   上記エンジンは、上記内部ＥＧＲ制御において、上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートのうちの上記第１の排気ポートのみを通じて排気ガスが上記気筒内に導入されるよう上記動弁機構を駆動させるように構成されている
   ことを特徴とするエンジンの排気装置。
2. 請求項１に記載のエンジンの排気装置において、
   上記第１の排気ポートは、反気筒側に向かうにつれて、その流路断面積が徐々に拡大するように構成されている
   ことを特徴とするエンジンの排気装置。
3. 請求項１又は２に記載のエンジンの排気装置において、
   上記第１の排気ポートの全体の流路断面積の平均値は、上記第２の排気ポートの全体の流路断面積の平均値の１．０５倍以上の値である
   ことを特徴とするエンジンの排気装置。
4. 請求項１〜３のいずれか１つに記載のエンジンの排気装置において、
   上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートは、上記シリンダヘッドの内部で、それぞれの下流側の端部が互いに合流して１つの集合排気ポートとなった状態で、上記シリンダヘッドの外部に臨む排気開口に接続されている
   ことを特徴とするエンジンの排気装置。
5. 請求項１〜４のいずれか１つに記載のエンジンの排気装置において、
   上記排気バルブは、
   上記第１の排気口を開閉するための第１の排気バルブと、
   上記第２の排気口を開閉するための第２の排気バルブと、によって構成され、
   上記第１の排気バルブを開閉動作させる動弁機構は、バルブのリフト量を連続的に変更可能な可変動弁機構である
   ことを特徴とするエンジンの排気装置。
6. 請求項１〜５のいずれか１つに記載のエンジンの排気装置において、
   上記シリンダヘッド内に設けられ、上記第１の排気ポート及び上記第２の排気ポートを横切るように形成され、上記シリンダヘッドを冷却するヘッド側ウォータジャケットをさらに備え、
   上記ヘッド側ウォータジャケットは、各気筒における上記第１の排気ポートと隣接する各領域が、各気筒における上記第２の排気ポートと隣接する各領域よりも狭くなるように構成されている
   ことを特徴とするエンジンの排気装置。

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