JPH03138416A - 過給機付エンジンの吸気装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は過給機付エンジンであって、幾何学的圧縮比を
高圧縮比としたエンジンの吸気装置に関するものである
。

（従来技術） 従来から、エンジンの吸気充填量を高めるため、過給機
によって吸気を過給するようしたエンジンは種々知られ
ており（例えば実開昭５６−１７１６３０号公報参照）
、過給機としては、排気ガスで駆動されるターボ過給機
、エンジン出力軸で駆動される機械式過給機等が知られ
ている。

ところで、従来の過給機付エンジンでは、圧縮比を高く
すると高過給領域でノッキングが生じ易くなるため、エ
ンジンの幾何学的圧縮比は８．５以下の比較的低い値に
設定されていたが、圧縮比を低くすると、エンジンのサ
イクル高率が低下する傾向がある。また、過給機付エン
ジンにおいては高過給時に排気温度の過度の上昇を抑制
して排気系の信頼性を確保する必要があり、このため従
来は、高速高負荷時に空燃比をリッチにすることにより
排気温度を引下げるようにしていたが、このようにする
と出力上の要求量より余分に燃料が供給されることとな
る。

これらの事情により、従来の過給機付工ンジンでは燃費
が充分に改善されておらず、とくに高速高負荷域での燃
費が高くなり、このような点についての対策が要求され
ていた。

そこで、本出願人により、従来の過給機付エンジンに対
して、幾何学的圧縮比を大きく設定するとともに、吸気
弁閉時期を遅く設定し、この構成によって、有効圧縮比
が適度に抑えられながら膨張比が稼がれることにより、
耐ノツク性を良好に保つとともに、空燃比のリッチ比に
頼らずに排気温度の過度上昇を防止して、エンジン信頼
性および燃費を改善し、さらには低、中負荷域でのポン
ピングロス低減による燃費改善をもたらす過給機付エン
ジンが先に提案されている（特開昭６３−２３９３１２
号公報参照）。

このような吸気弁閉時期が遅い（以下、吸気遅閉じとい
う）過給機付エンジンにあっては、吸気遅閉しによって
過給機の吐出側吸気通路の圧力が上昇し、もって、機械
式過給機付エンジンの場合には、過給機駆動のための馬
力損失が増大するとともに、過給機の体積効率も低下す
る傾向にあり、またターボ過給機付エンジンの場合には
、過給量が減少する傾向にある。そのため、従来より高
出力化を狙って広く採用されているエンジン高回転域で
慣性効果を生じさせ得る独立吸気通路の形状（例えば、
通路を湾曲させて通路長を比較的に長く設定した形状や
、通路長に対する通路横断面積の割合を比較的に大きく
設定した形状等）をそのままこの吸気遅閉じの過給機付
エンジンに生かすことで、エンジン高回転域での慣性効
果による過給機の吐出側吸気通路圧力を低下させ、機械
式過給機付エンジンの場合には、過給機の背圧低減によ
る過給機駆動の馬力損失低減、ならびに過給機の吸入側
と吐出側の吸気圧力比が小さ（なることによる過給機の
体積効率ア・ツブが図れ、またターボ過給機付エンジン
の場合には、−走過給圧条件下（例えばウェストゲート
バルブによって過給圧が一定に調整されている条件下）
において過給量アンプが図れ、これらによりエンジン高
出力化が考えられる。

（発明が解決しようとする課題） しかしながら、上記構成においては、実際にはエンジン
高回転域での高出力化は図れないばかりか、燃費悪化を
招くという新たな問題が生じる。

すなわち、エンジン高負荷高回転域においては、機械式
過給機の駆動馬力損失の低減ならびに体積効率アップ、
もしくはターボ過給機の過給量アップによる出力増大の
見込み分以上に、吸気弁閉時期前の吸気慣性作用によっ
て引き起こされる断熱圧縮作用に伴う出力低下分が大き
いことによるもので、気筒内温度上昇によって耐ノツク
性が低下することに基づく点火時期の遅角によって、出
力低下、および燃費率が低下し、結果的に最高馬力の増
大が図れないばかりか、燃費悪化を招くという新たな問
題が生じる。

本発明は斯かる諸点に鑑みてなされたもので、その目的
は、本来の吸気遅閉し作用をそのまま生かした上で、熱
効率を向上させ、高出力化（馬力向上）と低燃費化の双
方を達成することにある。

（課題を解決するための手段） 上記目的の達成のため、エンジンの幾何学的圧縮比を従
来の過給機付エンジンに比べて高（し、その分、吸気遅
閉じ構成とした上で、各気筒毎の独立吸気通路形状を、
最大馬力を生むエンジン高回転領域では慣性効果が発生
することのないよう設定している。

具体的には、エンジンの幾何学的圧縮比を８゜５以上の
高圧縮比に設定するとともに、吸気弁がバルブリフト量
１■の位置まで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時
期を、下死点よりクランク角で５０ｄｅｇ以上遅れた時
期に設定する一方、一端が各気筒の燃焼室に各々開口す
る気筒毎の独立吸気通路形状を、この独立吸気通路によ
って発生する慣性作用の同調回転数が最大馬力を生むエ
ンジン回転数より高回転数域（常用回転数域外）となる
よう設定した過給機装着のエンジンとしたものである。

（作用） 以上の構成により、本発明では、低、中負荷域において
、吸気遅閉じによるポンピングロス低減によって低燃費
化が図れるとともに、高負荷域、特に吸気弁閉時期前に
おいて吸気が入り易いエンジン高回転域においては、吸
気遅閉じによる有効圧縮比の上昇抑制に加え、独立吸気
通路に慣性作用が生じないことによる断熱圧縮作用の低
減によって、耐ノツク性低下が防止でき、高トルクを得
る最適点火時期によって燃焼が行なわれる。

よって、熱効率が向上し、最高馬力を生む高回転域にお
いては高出力化と低燃費化の双方が達成できる。

（実施例） 以下、本発明の実施例について、図面に基づき説明する
。

なお、第１図は本発明の実施例を示す概略図であり、第
２図、および第２図中の■−■断面図示の第３図は本発
明の実施例を示すＤＯＨＣ８気筒エンジンにおける詳細
図である。

まず、第１図に基づいて説明すると、１は幾何学的圧縮
比が約１０の高圧縮比に設定されたエンジン本体であっ
て、２はバルブシートから離れる開弁開始時期がクラン
ク角で上死点前１０ｄｅｇ程度に設定され、バルブシー
トに着座する完全な閉弁時期がクランク角で下死点後８
０ｄｅｇ（すなわち、バルブリフト量１龍の位置まで閉
じる時点をもって定義された閉弁時期がクランク角で下
死点後約６０ｄｅｇ）程度に設定された吸気弁である。

なお、完全な閉弁時期と上記バルブリフト量１龍の位置
で定義された閉弁時期との差は、エンジンによって多少
のバラツキはあるものの、クランク角で２０±５ｄｅｇ
程度である。

４は下流端が各気筒の各々の燃焼室に開口し上流端がサ
ージタンク９に開口する気筒毎の独立吸気通路であって
、サージタンク９に開口する上流端から燃焼室に開口す
る（つまり、吸気弁２の着座位置）までの通路長は約３
００　＋ｎに設定されている。すなわち、本実施例のエ
ンジンにおいては、最高馬力を生むエンジン回転数（常
用回転数域の最高回転数）は約８００Ｏｒｐｍであって
、上記独立吸気通路４における慣性効果発生の同調エン
ジン回転数は、次式かられかるように、この８０００ｒ
ｐ腸を超える高回転域、いわゆるレッドゾーンである常
用回転数域外に設定されている。

Ｎｅは慣性同調エンジン回転数（ｒｐｍ）ａは吸気中を
伝播する音速（３４７閣／ｓｅｅ、ａｔ２５℃）Ｓは独
立吸気通路の横断面積（本実施例のエンジンは（３８２
Ｘ　（π／４）ＸＩＯ−θ♂）■は工程容積（本実施例
のエンジンでは４００Ｘ　１０−”ｍ３） Ｌは独立吸気通路長（ｍ） αは補正係数、つまり、吸気弁閉弁時期と慣性特性数と
により求められる係数であって、上記定義された吸気弁
閉時期の下死点後５０ｄｅｇ　〜９０ｄｅｇは約０．８
７〜０．９４）なお、この式から理解されるように、−
船釣にＳ／Ｖは大きく変化しないので、慣性同調エンジ
ン回転数は、独立吸気通路長に影響されることがわかる
。

５はプーリ１５と駆動ベルト２５を介してクランク軸（
図示せず）により駆動される機械式過給機であって、詳
しくは、一対のねじロータから成るいわゆるリシロルム
式過給機である。この過給機５の吸入側とエアクリーナ
３とは上流側共通通路１２により連通されており、この
上流側共通通路１２には上流側から順次、エアフローメ
ータ１７、スロットルバルブ７、および過給機５をバイ
パスするバイパス通路８の合流部が設けられている。６
はインタークーラであって、インタークーラ６の上流側
は下流側共通通路１１によって過給機５の吐出側と連通
されており、インタークーラ６の下流側は上流側吸気通
路ｌＯによってサージタンク８と連通されている。Ｉ３
はサージタンク９内の圧力（スロットルバルブ７下流の
吸気圧力）によってバイパス通路８を開閉するバイパス
バルブであって、低負荷域においてはサージタンク９内
の負圧によりバイパス通路８を開き、エンジン負荷が上
昇するに従って次第に開度を小さくシ、高負荷域におい
ては全閉となるバルブである。１６は独立吸気通路４に
配設された燃料を噴射するインジェクターである。

次に、第２図および第３図について説明する。

なお、第１図と同符号の構成の説明は省略する。

１４はシリンダブロックであって、左バンクＬ側の＃１
．＃３．＃５のシリンダにはピストン３゜が、右バンク
Ｒ側の＃２．＃４．＃８のシリンダにはピストン３１が
それぞれ摺動自在に配設されており、このシリンダブロ
ック１４の上方には左バンクＬ側のシリンダブヘッド１
８と右バンクＲ側のシリンダヘッドＩ９が締結されてい
る。各シリンダヘッド１８．１９のＶバンク内方側には
それぞれ各気筒の燃焼室４０．４１に開口する吸気ポー
）５０１５１が形成されており、またＶバンク外方側に
はそれぞれ排気ポー１−４８．４９が形成されている。

２０．２１は吸ｆｉ弁２ａ、２ｂを駆動するカムシャフ
トであり、２２．２３は排気弁を駆動するカムシャフト
である。

■バンク間にはりシロルム式過給機５が配設されており
、この過給機５を覆うように、それぞれのバンクの吸気
マニホールド５４．５５が配設されている。また、過給
機５の軸線方向後側には吸入ポート６４が形成されてお
り、この吸入ポート６４には上流側共通通路１２が接続
されている。一方、過給機５の上方には吐出ポート６５
が形成されており、下流側共通通路１１に接続されてい
る。

６３はバイパス通路８を構成する」１流側バイパス通路
であって、各バンクの吸気マニホールド５４．５５に形
成されたサージタンク９　ａ　Ｎ　９　ｂの各々に連通
されている。６２はバイパス通路８を構成する下流側バ
イパス通路であって、過給機５の−」二流側に位置する
上流側吸気通路Ｉ２に連通されており、この下流側バイ
パス通路６２と」１流側バイパス通路６３との接続部に
はバイパスバルブ１３が配設されている。

１１ｉ［ｉ、８７はそれぞれインタークーラであって、
共通の入［コタンク７５によって一体化されており、こ
の入口タンク７５と過給機５の吐出ポートＢ５が下流側
共通通路１１によって連通されている。６８．８９はそ
れぞれのインタークーラ６Ｇ、６７の出口タンクであっ
て、それぞれのバンクのサージタンク９ａ１９ｂと上流
側吸気通路１０ａ１１０ｂを介して接続されている。

４ａ、４ｂは各バンクにおける気筒毎の独立吸気通路で
あって、第３図に示す如く、Ｐ、からＰ２までの通路で
あり、前述の如く、約３００１の長さに設定されており
、エンジンの常用回転数域には慣性同調回転数が存在し
ない形杖とされている。

また、この独立吸気通路４ａｓ４ｂの通路長は、吸気遅
閉じによって、吸気弁２ａ１２ｂの閉弁直前における吸
気の吹き返し、すなわち、−塵垢焼室４０．４１へ吸込
まれた吸気がサージタンク９ａｓ９ｂ内に逆流すること
によって、次の行程における吸気の空燃比変動（空燃比
の分配性悪化）が発生することを配慮して、次の両式を
満足する長さとされている（つまり、所定の長さ以上と
されている）。

Ａ＝Ｂ２Ｘπ／４　（Ｚ−Ｚ／２　（（１−ｃｏｓ　ｙ
）　＋Ｚ／８　Ｉ　（１−ｃｏｓ　２ｙ））　）Ｌ＝Ａ
／Ｓ Ａは吹き返し容量 Ｂはボア径（本発明の実施例では７８Ｘ　１０−３＋）
Ｚはストローク（本発明の実施例では８４×１０−３ｍ
） ■はコネクティングロッド長 ｙは吸気弁の着座時点（全閉時点）からピストン上死点
までのクランク角（本発明の実施例では１８０ｄｅｇ−
８０ｄｅｇ）さらにまた、エンジン低回転域では、共鳴
作用による動的過給が行えるよう、サージタンク９ａ１
９ｂの各上流端からインタークーラＧＧ、６７の入口タ
ンク７５までの長さ（上流側吸気通路１０ａ＋インター
クーラ６６、および上流側吸気通路１０ｂ＋インターク
ーラ８７の長さ）が比較的に長く設定されており、エン
ジン低回転（例えば、１５００ｒｐｍ〜２５０Ｏｒｐｍ
）域に共鳴の同調回転数が存在するよう設定されている
。

なお、５２．５３は独立吸気通路４ａ、４ｂを構成する
吸気マニホールド５４．５５と吸気ポー）５０１５１と
を接続する接続管であり、６０はインジェクター１Ｇ、
１Ｇへ燃料を供給する燃料分配管、７１はスロットルバ
ルブ７を収納するスロットルボディである。

上記構成としたことにより、幾何学的圧縮比が約ｌＯの
高圧縮比に設定されているものの、吸気遅閉じの構成に
よって仔効圧縮比は７程度となり、その結果、−船釣に
ノッキングが発生し易い高負荷低回転域においては、耐
ノツク性を向上させることができ、最適点火時期が確保
できることにより、出力と燃費の双方が図れる。

さらに、この高負荷低回転域では、共鳴効果が発生し、
さらに出力の向上が図れる。すなわち、低回転域におい
ては、吸気弁２ａ１２ｂの閉弁時期が遅いにもかかわら
ず、この吸気弁２ａｓ２ｂの閉弁直前における吸気流入
は高回転域に対して悪く、その結果、燃焼室内（気筒内
）　４０．４１の断熱圧縮作用は少なく温度上昇はほと
んど無い。よって、共鳴効果による過給機５の吐出側吸
気通路、詳しくは、下流側共通通路１１およびその下流
側に位置する吸気通路の圧力が下がり、過給機５の駆動
馬力損失の低減、ならびに過給機５の体積効率アップに
よって出力の向上が図れる。

なお、低、中負荷域においては、バイパス通路８が開通
していることと、吸気遅閉じ構成の双方によって、ポン
ピングロス低減が図れ、燃費が向上する。

一方、高負荷高回転域においては、独立吸気通路４ａｓ
４ｂにおいて、慣性作用が発生しないため、また、上流
側吸気通路１０ａ１１０ｂ等によって共鳴作用が発生し
ないため、これらの作用に起因する燃焼室４０．４１内
での断熱圧縮は無く、よって、耐ノツク性が高い状態で
維持されることによって最適点火時期が確保され、高出
力と低燃費化が信頼性を確保しつつ図れる。

また、独立吸気通路４ａｔ４ｂが比較的に短かいため、
本実施例の如く、ｖ型エンジンの場合には、■バンク間
における独立吸気通路４　ａ　１４　ｂの占を容積が少
なくでき、よって、過給機５をＶバンク間に配置できる
ことにより、エンジン全体のコンパクト化が図れる。

なお、本実施例では、吸気弁閉時期が、バルブリフト量
１璽■の位置で６０ｄｅｇの例を示した′が、それ以上
閉弁時期を遅くしても良い。すなわち、吸気弁閉時期は
バルブリフト量１　ｍｍに位置において、下死点後５０
ｄｅｇ〜９０ｄｅｇの間であれば良い。９０ｄｅｇ以上
となれば始動性が悪化するために不適切である。さらに
また、上記吸気弁閉弁時期が下死点後５０ｄｅｇ〜９０
ｄｅｇの間を満足する独立吸気通路長としては、吸気吹
き返しも考慮して、約１１０ｍ＋ｍ〜３００　ａｍ程度
が適切である。また、上記閉弁時期を５０ｄｅｇ〜９０
ｄｅｇの間において変化させる可変バルブタイミング機
構を設けても良い。

（発明の効果） 以上のように本発明においては、幾何学的圧縮比を高圧
縮比とし、吸気遅閉じ構成によってを効圧縮比を低下さ
せ、かつ、高出力化を狙った過給機付エンジンにもかか
わらず最高馬力を生む高回転域にはあえて慣性同調回転
数が存在しないよう、その同調回転数が常用回転数域外
となる独立吸気通路形状に設定したことにより、エンジ
ン高負荷域の低回転域から高回転域の全域において、耐
ノツク性を高く維持しつつ高出力を得る最適点火時期が
確保でき、信頼性の確保とともに、出力、燃費の双方が
向上でき、最高馬力をも増大できる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の実施例を示す概略図、第２図は本発明
の実施例を示すＤＯＨＣ６気筒エンジンにおける詳細な
平面図、第３図は第２図のＩＩＩ−ＩＩＩ断面図である
。 １・・・エンジン、２．２ａ１２ｂ・・・吸気弁、４．
４ａ１４ｂ・・・独立吸気通路、５・・・過給機、９．
９ａｓ９ｂ・・・サージタンク、４０．４１・・・燃焼
室

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. エンジンの幾何学的圧縮比を８．５以上の高圧縮比に設
   定するとともに、吸気弁がバルブリフト量１ｍｍの位置
   まで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時期を、下死
   点よりクランク角で５０ｄｅｇ以上遅れた時期に設定し
   た過給機装着のエンジンであって、一端が各気筒の燃焼
   室に各々開口する気筒毎の独立吸気通路形状を、該独立
   吸気通路によって発生する慣性過給作用の同調エンジン
   回転数が最大馬力を生むエンジン回転数より高回転域と
   なるよう設定したことを特徴とする過給機付エンジンの
   吸気装置。