JPH0559947A - 火花点火式往復動型エンジン - Google Patents

火花点火式往復動型エンジン

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JPH0559947A
JPH0559947A JP3240607A JP24060791A JPH0559947A JP H0559947 A JPH0559947 A JP H0559947A JP 3240607 A JP3240607 A JP 3240607A JP 24060791 A JP24060791 A JP 24060791A JP H0559947 A JPH0559947 A JP H0559947A
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Abstract

(57)【要約】 【目的】 自然吸気式の花火点火式往復動型エンジンの
ノッキング発生を抑えつつ従来よりも大きな圧縮比を設
定する。 【構成】 エンジン１はＶ型６気筒エンジンとされ、各
気筒４は２つの吸気弁１３、１４と２つの排気弁１５、
１６を備えて（吸気２弁、排気２弁）、その具体的な諸
元は以下のようになっている。 総排気量：１４９６cc シリンダボア径：６３mm ピストンストロ−ク：８０mm 圧縮比（ε）：ε＝１２ すなわち、小径ボア、ロングストロ−ク、高圧縮比とさ
れ、また総排気量に対して多気筒とされている。これに
よれば、高圧縮比を設定したにもかかわらず、小径ボア
によりノッキングの発生を抑えることができる。また、
ロングストロ−クにより、軸受部の負担を軽減すること
ができる。また、多気筒化によってエンジン振動を小さ
なものとすることができる。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、燃焼室に臨んで点火プ
ラグが配設された自然吸気式の火花点火式往復動型エン
ジンに関するものである。
【０００２】
【従来技術】自然吸気式のエンジン、つまり過給機を具
備しない内燃機関のうち、シリンダ内にピストンが往復
動可能に嵌挿され、該ピストンにより形成される燃焼室
に臨ませて点火プラグが配設された火花点火式往復動型
エンジンが実用エンジンとして多用されている。この種
のエンジンは、周知のように、圧縮比が大きい程熱効率
が良い。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、圧縮比
として大きな圧縮比を設定したときには、ノッキングの
問題が発生し易くなるという傾向を有している。このた
め、従来のエンジンにあっては、最も大きな圧縮比
（ε）を設定したエンジンにおいても、オクタン価の大
きい、いわゆるハイオクタンガソリン指定等のエンジン
を除けば、せいぜいε＝１０程度とされていた。
【０００４】そこで、本発明の目的は、ノッキングの発
生を抑えつつ従来よりも大きな圧縮比を設定するように
した自然吸気式の火花点火式往復動型エンジンを提供す
ることにある。
【０００５】
【課題を解決するための手段】かかる技術的課題を達成
すべく本発明にあっては、自然吸気式の火花点火式往復
動型エンジンにおいて、圧縮比を１１以上（ε≧１１）
に設定する共に、シリンダのボア径等を以下のようにし
てある。 シリンダのボア径が約４５ｍｍ乃至６７ｍｍ。 シリンダの単室容積が約１１０ｃｃ乃至３４０ｃｃ。 ピストンのストロ−ク（Ｓ）とシリンダのボア径
（Ｂ）との比（Ｓ／Ｂ）が１よりも大。
【０００６】すなわち、圧縮比を１１以上（ε≧１１）
に設定したときにはノッキングの問題を解消する必要が
あるが、耐ノッキング性を高めるには、シリンダのボア
径を極力小さくして火炎伝播距離を小さくすることが有
効な手段である。
【０００７】しかしながら、ボア径を小さくしつつ所定
の排気量を確保しようとするときには、ピストンスピ−
ドという信頼性上の限界と、吸気弁のバルブサイズの縮
小に伴うチョ−ク現象によって吸気抵抗が急激に増大し
てしまうという限界とが発生する。したがって、これら
２つの限界を共に満たす範囲内で最小ボア径を選定する
必要がある。以下に、上記２つの限界を共に満たすボア
径について考察する。
【０００８】信頼性上の限界（ピストンスピ−ド）から
の考察 平均ピストンスピ−ドＵｍ（mm/s）は、数１で表わすこ
とができる。
【数１】 ここに、Ｎ：エンジン回転速度（rpm) Ｓ：ピストンストロ−ク(mm)である。 ところで、平均ピストンスピ−ドＵｍの限界値は、通
常、Ｕｍ＝２０ｍ／ｓ（２．０ｘ１０4 mm/s）といわれ
ている。したがって、上記式（１）にＵｍ＝２．０ｘ１
０4 mm/sを代入し、更にエンジンの最高回転速度を代入
すれば、上記数１からピストンストロ−クが求まること
になる。
【０００９】吸気抵抗からの限界（チョ−ク現象） 一般的に、平均吸気マッハ数ＭimがＭim＝０．５となっ
たときに、吸気抵抗が急増し、これにより体積効率が急
減することが知られている。ところで、平均吸気マッハ
数Ｍimは数２で表わすことができる。
【００１０】
【数２】
【００１１】ここに、Ｖｈ：単室容積(cc) ηv ：体積効率（％） ａ：音速(cm/s) θ：クランク角(deg.CA.ATDC) θIC：吸気弁閉時期 θIO：吸気弁開時期 Ｎ：エンジン回転速度（rpm) Ｆｉ：吸気弁開口面積（cm2 ） Ｆｉｍ（ｅ）：平均吸気弁開口面積（cm2 ）
【００１２】上記平均吸気弁開口面積Ｆｉｍ（ｅ）は数
３で表すことができる。
【００１３】
【数３】
【００１４】ここに、Ｆｉａ（ｅ）は吸気弁有効角度面
積であり、この吸気弁有効角度面積Ｆｉａ（ｅ）は数４
で表すことができる。
【００１５】
【数４】
【００１６】ここに、Ｆｉは吸気弁開口面積（cm2 ）で
ある。
【００１７】上記Ｆｉａ（ｅ）に関し、１気筒当り吸気
弁２弁、排気弁２弁を備えたエンジンについて計算した
結果を図１８に示してある。この図１８に示す計算結果
は、下記の仮定に基づくものである。 ２つの吸気弁は同一のバルブサイズを有し、 ２つの排気弁は同一のバルブサイズを有し、 吸気弁と排気弁との面積比は、スロ−ト部において、 （吸気側スロ−ト面積）／（排気側スロ−ト面積）＝
１．５ 体積効率（ηv ）は１００％であるとした。
【００１８】また、上記Ｆｉａ（ｅ）の計算条件は以下
のとおりである。 (1) 第１吸気弁バルブシ−トと第２吸気弁バルブシ−ト
との間隔：２．５mm以上 (2) 吸気弁バルブシ−トと排気弁バルブシ−トとの間
隔：３．５mm以上 (3) 第１排気弁バルブシ−トと第２排気弁バルブシ−ト
との間隔：４．０mm以上 (4) 吸気弁バルブシ−トと点火プラグとの間隔：２．５
mm以上 (5) 排気弁バルブシ−トと点火プラグとの間隔：３．５
mm以上 (6) バルブシ−トはシリンダボア周辺部に接していても
よい。 (7) バルブ挟み角は３０度 (8) ペントル−フ型燃焼室 (9) プラグ径：直径１４mm (10)ステム径：直径６mm (11)スロ−ト径＝バルブシ−ト径−５mm (12)バルブリフト：８．５mm (13)開弁期間：２５６degCA
【００１９】上記２つの限界を共に満たすボア径と単室
容積との関係を以下の手順で考察する。 （手順１）平均ピストンスピ−ドＵｍの限界値であるＵ
ｍ＝２０ｍ／ｓ（２．０ｘ１０4 mm/s）に達するエンジ
ン回転速度を決定すれば、上記数１からピストンストロ
−クが求まる。また、このピストンストロ−クに基づい
て各ボア径に対応する単室容積が求まることになる。エ
ンジン回転速度５，０００rpm から８，０００rpm ま
で、１，０００rpm 毎に図１９に一点鎖線で記してあ
る。
【００２０】（手順２）上記数２〜数４と上記吸気弁有
効角度面積Ｆｉａ（ｅ）の計算結果とを用いて、エンジ
ン回転速度５，０００rpm から８，０００rpm まで、
１，０００rpm 毎に、各ボア径に対して平均吸気マッハ
数Ｍim＝０．５となる単室容積を求め、この結果を上記
図１９に実線で記してある。
【００２１】（手順３）まず、平均ピストンスピ−ドＵ
ｍがＵｍ＝２０ｍ／ｓとなるエンジン回転速度をＮ20と
表し、平均吸気マッハ数がＭim＝０．５となるエンジン
回転速度をＮ0.5 と表す。これらＮ0.5 とＮ20のあるべ
き関係を考察する。
【００２２】Ｎ0.5 ＞Ｎ20となる場合を考えると、こ
の場合は前記信頼性上の限界よりも高速まで空気が充分
に入る程ボア径を大きく設定したことになる。このこと
はボア径を小さくするという当初の目的に反する。よっ
て、Ｎ0.5 とＮ20とは、Ｎ0. 5 ≦Ｎ20の関係にあるべき
である。
【００２３】一般的に、エンジンの最高馬力発生回転
速度は、信頼性上の限界よりも１，０００rpm 程度低い
回転速度に設定している。ところで、上記平均吸気マッ
ハ数Ｍim＝０．５に達する回転速度よりも高速になると
単位時間当たりの空気流量が増えなくなる。したがっ
て、Ｎ0.5 以上の回転速度では、エンジンの軸出力は増
大しない、あるいは大幅に低下する。以上のことから、
最高馬力発生点はＮ0.5 よりも低い回転速度に存在する
と言える。
【００２４】例えば、Ｎ0.5 と信頼性上の限界との差が
２，０００rpm を越えているとき（Ｎ20−Ｎ0.5 ＞２，
０００）には、最高馬力発生回転速度から２，０００rp
m よりも大きな回転速度領域で発生馬力が増大しないあ
るいは減少することとなり、好ましいエンジンとは言え
なくなる。よって、Ｎ0.5 とＮ20とは、Ｎ20−Ｎ0.5≦
２，０００rpm の関係にあるべきである。
【００２５】エンジンの特性を従来と同じように設定
とすれば、最高馬力発生回転速度を６，０００rpm より
も大きい回転速度であることが好ましい。よって、Ｎ
0.5 ＞６，０００rpm とする必要がある。
【００２６】所定の単室容積を確保すると共に極力ボ
ア径を小径化するには、ピストンストロ−クの限界を設
ける必要がある。すなわち、小径ボア化するにしても、
従来のエンジンをはるかに越えるような回転速度限界を
持たせる程ピストンストロ−クを短かくする必要はな
い。したがって、Ｎ20≦８，０００rpm であればよい。
【００２７】上記手順によって得られた条件を全て図１
９に記してあり、各条件を表す線で囲まれた範囲（斜線
で表す範囲）が、つまり吸気２弁排気２弁の下で上記２
つの限界を共に満たすボア径と単室容積との関係という
ことになる。同図から明らかなようにボア径で約５１mm
乃至６７mmの範囲、単室容積で約１５０cc乃至３４０cc
の範囲である。
【００２８】同様の手順の下で吸気３弁排気２弁形式の
エンジンに対して検討した結果を上記図１９に示した。
同図においてクロス線で表す範囲が、吸気３弁排気２弁
の下で上記２つの限界を共に満たすボア径と単室容積と
の関係である。同図から明らかなようにボア径で約４５
mm乃至５０mmの範囲、単室容積で約１１０cc乃至２００
ccの範囲である。
【００２９】以上の結果から、ボア径で約４５mm乃至６
７mm、単室容積で約１１０cc乃至３４０ccが、ボア径を
極力小さくしつつ所定の単室容積を確保できる範囲とい
うことになる。
【００３０】前述したように本発明にあっては、ピスト
ンのストロ−ク（Ｓ）とシリンダのボア径（Ｂ）との比
（Ｓ／Ｂ）が１よりも大とされている。すなわち、ロン
グストロ−クエンジンとされて、同一の単室容積を確保
するに当たってボア径を小さくするようにしてある。こ
れにより、クランクシャフトの軸受荷重を小さなものと
することが可能となる。
【００３１】
【実施例】以下に、本発明の実施例を添付した図面に基
いて説明する。エンジンの機械的構成 図１、図２において、１はエンジンで、エンジン１は、
互いにＶ型をなす左右のバンク部２Ｌ、２Ｒを有し、こ
れら左右のバンク部２Ｌ、２Ｒ毎に、夫々、３つの気筒
４が直列に配置された、いわゆるＶ型６気筒エンジンと
されている。以下に、左右のバンク部２Ｌ、２Ｒを構成
する部材あるいは各バンク部２Ｌ、２Ｒに関連する部材
には、左バンク部２Ｌあるいは右バンク部２Ｒに対応し
て、その参照符号に「Ｌ」、「Ｒ」を付記して図示する
一方、これら部材の説明において、特に必要であるとき
を除いて、符号「Ｌ」、「Ｒ」の付記を省略する。
【００３２】上記エンジン１について詳しく説明する
と、エンジン１は、シリンダブロック３を有し、各気筒
４は、シリンダ５に嵌挿されたピストン６とシリンダヘ
ッド７とでペントル−フ型の燃焼室８が形成されてい
る。そして、シリンダヘッド７には、共に燃焼室８に開
口する第１、第２の２つの吸気ポ−ト９、１０と、第
１、第２の２つの排気ポ−ト１１、１２とが形成され
（図２参照）、上記第１、第２吸気ポ−ト９、１０に
は、図２に示すように、夫々、第１吸気弁１３、第２吸
気弁１４が配設され、上記第１、第２排気ポ−ト１１、
１２には、夫々、第１排気弁１５、第２排気弁１６が配
設されている。
【００３３】すなわち、エンジン１は、各気筒４が２つ
の吸気弁１３、１４と２つの排気弁１５、１６とを具備
する４バルブ式エンジンとされて、これら各弁１３〜１
６を開閉動作させる動弁系１７は、２つのカムシャフト
１８、１９をシリンダヘッド７に収容した、いわゆるダ
ブルオ−バヘッドカム（ＤＯＨＣ）式とされている。す
なわち、第１のカムシャフト１８は吸気弁１３、１４用
とされ、第２のカムシャフト１９は排気弁１５、１６用
とされ、これら第１、第２のカムシャフト１８、１９に
は、その軸端に、カムプ−リ２０（図２参照、排気弁用
カムプ−リは図示せず）が設けられて、これらカムプ−
リ２０は、既知のように、タイミングベルト２２を介し
てエンジン出力軸（クランクシャフト）２３に連係さ
れ、上記吸気弁１３、１４あるいは上記排気弁１５、１
６は、エンジン出力軸２３の回転に同期して、所定のタ
イミングで開閉される。
【００３４】上記第１カムシャフト１８には、上記吸気
弁用カムプ−リ２０に対する第１カムシャフト１８の位
相を変更させるバルブタイミング可変機構２４（吸気弁
用バルブタイミング可変機構）が設けられ、他方、上記
第２カムシャフト１９には、上記排気弁用カムプ−リに
対する第２カムシャフト１９の位相を変更させるバルブ
タイミング可変機構（排気弁用バルブタイミング可変機
構、図示せず）が設けられている。この排気弁用バルブ
タイミング可変機構は上記吸気弁用バルブタイミング可
変機構２４と同一の構成とされ、このようなバルブタイ
ミング可変機構２４は従来から既知であるのでその詳細
な説明は省略する。また上記シリンダヘッド７には点火
プラグ２５が装着され、この点火プラグ２５は燃焼室８
の中央に臨ませて配置されている。
【００３５】上記ピストン６はコンロッド２６を介して
上記クランクシャフト２３に連結され、クランクシャフ
ト２３を収容するクランク室２７の下方域には、エンジ
ンオイルを貯留するオイル貯留室２８がオイルパン２９
によって形成されている。尚、図２に示す符号３０はオ
イルストレ−ナである。
【００３６】上記左右のバンク部２Ｌ、２Ｒの上方に
は、夫々、クランクシャフト２３の長手方向に延びるサ
−ジタンク３４が配設され、このサ−ジタンク３４と前
記吸気ポ−ト９、１０とは、各気筒４毎に、独立吸気管
３５を介して接続されている。そして、左右各バンク部
２Ｌ、２Ｒにおける吸気ポ−ト９、１０の上流端が、夫
々、バンク中央空間３１に臨んで開口している関係上、
上記独立吸気管３５は、上記サ−ジタンク３４から一旦
バンク中央空間３１に向けて横方向に延びた後に下方に
向けて湾曲する形状とされている。
【００３７】以下に、上記エンジン１の吸気系４０につ
いて、図３を参照しつつ、詳しく説明する。吸気系４０
は、その上流側から下流側に向けて順次接続された共通
吸気管４１、左右の前記サ−ジタンク３４Ｌ、３４Ｒ、
前記独立吸気管３５で構成され、この共通吸気管４１に
は、上流側から下流側に向けて、順に、エアクリ−ナ４
２、エアフロメ−タ４３、スロットル弁４４が配設され
ている。また、この共通吸気管４１には、上記スロット
ル弁４４をバイパスするバイパス通路４５が設けられて
いる。
【００３８】上記バイパス通路４５には、ＩＳＣバルブ
４７が介設され、既知のように、該ＩＳＣバルブ４７に
よってアイドル回転数の調整が行なわれるようになって
いる。他方、上記左右のサ−ジタンク３４Ｌと３４Ｒと
は連通管５０によって互いに連通され、この連通管５０
には、その途中に可変吸気コントロ−ル用のバルブ５１
が介装されて、例えば、エンジン回転数に応じてバルブ
５１の開閉が行なわれ、既知のように、広い領域にわた
って吸気の動的効果を得るようにしてある。
【００３９】前記独立吸気管３５は、その内部空間を部
分的に左右２つに仕切る仕切壁３５ａを有し、仕切壁３
５ａによって第１独立吸気通路５２と第２独立吸気通路
５３とが形成されて、第１独立吸気通路５２が前記第１
吸気ポ−ト９に接続され、第２独立吸気通路５３が前記
第２吸気ポ−ト１０に接続されている。そして、上記第
２独立吸気通路５３は、その上流端部に配置されたシャ
ッタ弁５４により開閉されるようなっており、左バンク
部２Ｌに配置された各シャッタ弁５４Ｌは左バンク用の
共通軸５５Ｌに連結され、右バンク部２Ｒに配置された
各シャッタ弁５４Ｒは右バンク用の共通軸５５Ｒに連結
されて、これら共通軸５５Ｌと５５Ｒとは、夫々、その
軸端にアクチュエ−タ（図示省略）が結合されている。
【００４０】上記エンジン１の燃料供給系は電子式のイ
ンジェクタ５７で構成され、このインジェクタ５７は上
記独立吸気管３５に配設され、より具体的には、このイ
ンジェクタ５７は第１吸気ポ−ト９と第２吸気ポ−ト１
０とに臨ませて配設されている。尚、図３に示す符号５
８はアシストエア通路、５９は逆止弁である。
【００４１】エンジン１の排気系６０は、図３に概略的
に示すように、上流側から下流側に向けて、順に、左右
各バンク部２Ｌ、２Ｒ用の排気マニホルド６１Ｌ、６１
Ｒと、共通排気管６２とで構成され、該共通排気管６２
には、その途中に、排気ガスを浄化する触媒コンバ−タ
６３が介設され、また共通排気管６２の下流端には、既
知のようにサイレンサ（図示せず）が配設されている。
【００４２】上記エンジン１は、第１、第２の２つの外
部ＥＧＲ通路６５、６６を有し、第１外部ＥＧＲ通路６
５と第２外部ＥＧＲ通路６６とを比較したときに、第１
外部ＥＧＲ通路６５の通路径が小径とされ、第２外部Ｅ
ＧＲ通路６６の通路径が大径とされて、後述するよう
に、第１外部ＥＧＲ通路６５は低負荷領域で使用され、
他方第２外部ＥＧＲ通路６６は高負荷領域で使用され
る。
【００４３】上記第１外部ＥＧＲ通路６５は、その一端
が排気マニホルド６１Ｌあるいは６１Ｒに接続され、他
端が上記第１吸気ポ−ト９に接続されている。そして、
この第１外部ＥＧＲ通路６５には、上記一端側から他端
側に向けて、順に、第１ＥＧＲバルブ６７、集合チャン
バ６８が設けられ、集合チャンバ６８はバイパスエア管
６９を介して前記共通吸気管４１に連通されて、このバ
イパスエア管６９にバイパスエアコントロ−ルバルブ７
０が介設されている。他方、上記第２外部ＥＧＲ通路６
６は、その一端が上記触媒コンバ−タ６３よりも下流側
の共通排気管６２に接続され、他端が前記スロットル弁
４４よりも下流側の共通吸気管４１（スロットル弁４４
よりも下流）に接続されている。そして、この第２外部
ＥＧＲ通路６６には、上記一端側から他端側に向けて、
順に、カ−ボントラップ７１、ＥＧＲク−ラ７２、第２
ＥＧＲバルブ７３が設けられている。
【００４４】エンジンの仕様 上記エンジン１の具体的仕様は以下のとおりである。 エンジン形式：Ｖ型６気筒、ＤＯＨＣ４バルブ 左バンク部と右バンク部との間のバンク角：９０度 総排気量：１４９６cc シリンダのボア径：直径６３mm ピストンストロ−ク：８０mm 圧縮比（ε）：ε＝１２（ε＝１１であってもよい） 吸気弁と排気弁との間のバルブ挟み角：３０度 使用燃料：レギュラ−ガソリン（オクタン価＝９１）
【００４５】すなわち、エンジン１は、シリンダ５のボ
ア径が小径とされ、ピストンストロ−クがボア径に比べ
て大きいロングストロ−クとされている。また圧縮比が
高圧縮比とされている。
【００４６】上記エンジン１は図４に示すコントロ−ル
ユニットＵを備え、コントロ−ルユニットＵは、例えば
マイクロコンピュ−タで構成されて、既知のように、Ｃ
ＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等を具備している。コントロ−ル
ユニットＵには、センサ４３、８０、８１等からの信号
が入力される。上記エアフロメ−タ４３は吸入空気量を
検出するものである。上記センサ８０はスロットル弁４
４の開度（エンジン負荷）を検出するものである。上記
センサ８１はエンジン回転数を検出するものである。他
方、コントロ−ルユニットＵからは、上記インジェクタ
５７等に制御信号が出力される。
【００４７】以下にコントロ−ルユニットＵによって行
なわれる各種制御の内容を説明する。シャッタ弁５４の制御 シャッタ弁５４は、例えばエンジン回転数で３．０００
rpm を挟んで低回転領域では閉じられ、高回転域では開
かれる。すなわち、吸入空気量が少ない低回転領域では
第２独立吸気通路５３が閉じられて第１独立吸気通路５
２だけを使用して吸気が行なわれる。他方、吸入空気量
が多くなる高回転領域では第１、第２独立吸気通路５
２、５３を共に使用して吸気が行なわれる。
【００４８】バルブタイミング制御 図５に示すマップに基づいて、３つに区分された領域Ｉ
〜ＩＩＩに対して以下のバルブタイミングとされる。 領域Ｉ（低負荷、低回転領域） 排気弁１５、１６の開きタイミングが下死点前（ＢＢＤ
Ｃ）７０度（クランク角、以下同じ）とされ、閉じタイ
ミングが上死点後（ＡＴＤＣ）１０度とされている。他
方、吸気弁１３、１４の開きタイミングが上死点後（Ａ
ＴＤＣ）２０度とされ、閉じタイミングが下死点後（Ａ
ＢＤＣ）８０度とされている。 領域ＩＩ（エンジン負荷が２／３以下） 排気弁１５、１６の開きタイミングが下死点前（ＢＢＤ
Ｃ）４０度（クランク角、以下同じ）とされ、閉じタイ
ミングが上死点後（ＡＴＤＣ）４０度とされている。他
方、吸気弁１３、１４の開きタイミングが上死点後（Ａ
ＴＤＣ）２０度とされ、閉じタイミングが下死点後（Ａ
ＢＤＣ）８０度とされている。 領域ＩＩＩ（エンジン負荷が２／３よりも大） 排気弁１５、１６の開きタイミングが下死点前（ＢＢＤ
Ｃ）７０度（クランク角、以下同じ）とされ、閉じタイ
ミングが上死点後（ＡＴＤＣ）１０度とされている。他
方、吸気弁１３、１４の開きタイミングが上死点前（Ｂ
ＴＤＣ）１０度とされ、閉じタイミングが下死点後（Ａ
ＢＤＣ）５０度とされている。
【００４９】すなわち、吸気弁１３、１４は、部分負荷
領域において、遅く閉じるように設定されている。ま
た、排気弁１５、１６と吸気弁１３、１４とが共に開い
た状態とされる、いわゆるオ−バラップは、領域Ｉでは
オ−バラップ量が小とされ、領域ＩＩではオ−バラップ
量が大とされ、領域ＩＩＩは従来のエンジンと同様とさ
れている。以上のことをまとめれば以下のとおりであ
る。 領域Ｉ（低負荷、低回転領域） オ−バラップ量が『小』、吸気遅閉じ。 領域ＩＩ（エンジン負荷が２／３以下） オ−バラップ量が『大』、吸気遅閉じ。 領域ＩＩＩ（エンジン負荷が２／３よりも大） オ−バラップ量及び吸気弁の閉じタイミングは、従来に
おける通常のものと同じ。
【００５０】ＥＧＲ制御 図９に示すマップに基づいて、３つに区分された領域
Ｉ、ＩＶ、Ｖに対して以下のＥＧＲ制御が行なわれる
（第１、第２ＥＧＲバルブ６７、７３の制御）。。 領域Ｉ（低負荷、低回転領域） 第１、第２ＥＧＲバルブ６７、７３が共に全閉とされ
る。 領域ＩＶ（エンジン負荷が１／２以下） 第２ＥＧＲバルブ７３が閉じ状態とされ、第１ＥＧＲバ
ルブ６７によってＥＧＲ率が調整される。つまり、第１
外部ＥＧＲ通路６５を使用して排気ガスの還流（ＥＧ
Ｒ）が行なわれる。 領域Ｖ（エンジン負荷が１／２よりも大、全負荷を含
む） 第１ＥＧＲバルブ６７が閉じ状態とされ、第２ＥＧＲバ
ルブ７３によってＥＧＲ率が調整される。つまり、ＥＧ
Ｒク−ラ７２を備えた第２外部ＥＧＲ通路６６を使用し
て排気ガスの還流（ＥＧＲ）が行なわれる。そして、こ
の領域ＩＩＩにおけるＥＧＲ率は一定あるいは負荷が大
きくなるに従ってＥＧＲ率を増大させるようにしてあ
る。
【００５１】以上のＥＧＲ制御と前記バルブタイミング
制御とを複合すれば、前記図５と図９とを複合した図１
０に示すように、領域Ｉ、ＶＩ〜ＶＩＩＩの４つの領域
に区分されることになるが、燃焼安定性、燃費あるいは
ノッキングの発生が問題となる領域Ｉ、ＶＩ並びに領域
ＶＩＩＩについて以下に詳述することとし、これら領域
ではエンジン１が下記の制御状態におかれることにな
る。
【００５２】領域Ｉ（極軽負荷領域つまり低負荷低回
転領域） 燃焼が不安定となり易いこの領域Ｉにおいては、外部Ｅ
ＧＲが禁止され、且つ上記オ−バラップ量が上述したよ
うに『小』とされるため、燃焼室８に残留する残留ガス
が小さなものとなり、燃焼安定性を確保することが可能
となる。更に、スロットル弁４４の開度が小さいこの領
域Ｉにおいて、上述したように吸気弁１３、１４が遅閉
じとされるため、この領域Ｉでのポンピングロスを低減
することが可能となる。
【００５３】領域ＶＩ（軽負荷領域） エンジン負荷１／２以下のこの領域ＶＩは比較的燃焼が
安定であるため、オ−バラップ量が『大』とされて、上
記第１外部ＥＧＲ通路６５からのＥＧＲに加えて、内部
ＥＧＲが行なわれることになる。つまり、上記オ−バラ
ップ量を『大』とすることで、燃焼室８内に多くの残留
ガスを残留させる内部ＥＧＲが行なわれることになる。
この内部ＥＧＲは高温であり、また上記第１外部ＥＧＲ
通路６５はその上流端が排気マニホルド６１に接続され
て、エンジン１から吐出された排気ガスが排気系６０で
冷える前に上記第１外部ＥＧＲ通路６５を通ってエンジ
ン１へ還流されるため、この第１外部ＥＧＲ通路６５に
よるＥＧＲガスも比較的高温である。加えて吸気弁１
３、１４が遅閉じとされるため、この吸気遅閉じおよび
高温のＥＧＲガスによって当該領域ＶＩでのポンピング
ロスを低減することが可能となる。
【００５４】領域ＶＩＩＩ（高負荷（全負荷を含む）
領域） エンジン負荷が２／３よりも大のこの領域ＶＩＩＩで
は、オ−バラップ量は従来と同じ通常のものとし、吸気
弁の閉じタイミングにおいても通常の値とすることで、
適正な空気の充填が得られる。更に、この領域ＶＩＩＩ
では、ＥＧＲク−ラ７２を備えた第２外部ＥＧＲ通路６
６を使用して冷えたＥＧＲガスの還流（コ−ルドＥＧ
Ｒ）が行なわれるため、このコ−ルドＥＧＲによって筒
内温度の上昇が抑えられることになる。上述したよう
に、この領域ＶＩＩＩでは、掃気、吸気弁１３、１４の
遅閉じ、並びにコ−ルドＥＧＲによって筒内温度を低下
させて、当該領域ＶＩＩＩでのノッキング発生の抑制お
よび排気ガス中のＮＯX 低減を図るようにしてある。
【００５５】上記エンジン１の特性と従来のエンジンと
の比較を図１１乃至図１３に示してある。これらの図か
ら明らかなように、上記エンジン１は、従来に比べてロ
ングストロ−クとされ（図１１）、総排気量に対して小
径ボアとされ（図１２）、また総排気量に対して気筒数
の多いものとなっている（図１３）。
【００５６】上記エンジン１の特性によれば、小径ボア
を採用しつつ高圧縮比化によってノッキングの発生を抑
えつつ熱効率の向上（燃費の向上）を図ることができ
る。またロングストロ−クによって軸受部の負担を軽減
することができる（機械的損失の低減）。また多気筒化
によって振動の少ないエンジンとすることが可能にな
る。
【００５７】上記エンジン１に関し、一気筒の諸元を変
更することなく気筒数を変えることによって種々のエン
ジンを作ることができる。図１４は本発明にかかるエン
ジンの気筒数を４気筒、６気筒、８気筒とした場合に、
従来のエンジンとの比較を示してある。
【００５８】上記エンジン１において、高負荷領域での
ノッキング防止を徹底する手段として、この高負荷領域
で燃焼室８内に水噴射することで筒内温度を低下させる
ようにしてもよい。筒内温度が低くなる程ノッキング防
止に有利（ノッキングが発生し難くなる）であり、より
一層の高圧縮比化が可能となる。
【００５９】ノッキング防止手段として、図１５に示す
ように、エンジン１に副室９０を設けてもよい。この図
１５の説明において、前述したエンジン１（図１等）と
同一の要素には同一の参照符号を付してその説明を省略
する。
【００６０】副室付きエンジン（図１５） エンジン１に設けられた副室９０は、その副室ポ−ト９
０ａが燃焼室８に開口され、副室ポ−ト９０ａには副室
バルブ９１が配設されて、前記高負荷域（図９に示す領
域Ｖ）ではこの副室バルブ９１によって副室ポ−ト９０
ａが開閉され、低負荷域（図９に示す領域Ｉ及び領域Ｉ
Ｖ）では副室バルブ９１によって副室ポ−ト９０ａが閉
じられるようになっている。
【００６１】前記高負荷域での副室バルブ９１の開閉時
期の一例を図１６に示す。この図１６から明らかなよう
に、副室バルブ９１は、閉じタイミングが点火タイミン
グと同じＡＢＤＣ１６０ｄｅｇとされ、この閉じタイミ
ングよりも約７０ｄｅｇ前に副室バルブ９１が開かれ
て、副室９０内の混合気と燃焼室８内の混合気とが置換
されるようになっている。
【００６２】以上の構成により、圧縮行程で開閉される
副室バルブ９１によって燃焼室８内の混合気は、その一
部が副室９０に閉じ込められ、この副室９０で冷やされ
て、次の圧縮行程では副室９０で冷やされた混合気が燃
焼室８内の混合気の一部と置換されることになり、当該
高負荷領域において、筒内温度は、副室９０を有しない
通常のエンジンに比べて低下することとなり、ノッキン
グの発生を抑えることが可能となる。
【００６３】ところで、エンジン、つまり内燃機関にお
いては、燃焼室８に供給された燃料の燃焼に伴う圧力上
昇（筒内圧力の上昇ΔＰ）を利用して機械的仕事を取り
出すようになっている。したがって、燃焼による筒内圧
力の上昇ΔＰが大きいほど良く仕事をする、ということ
になる。ここに、上記筒内圧力の上昇ΔＰは、等容燃焼
を仮定すると下記の式で表される。
【００６４】 ΔＰ＝（εＲ／Ｖ）ｘ（Ｑ／Ｃv ）・・・（１）
【００６５】ここに、ε：圧縮比 Ｒ：ガス定数 Ｑ：燃料の発熱量 Ｖ：燃焼室容積 Ｃv ：定容比熱
【００６６】次に、筒内圧力の上昇ΔＰの温度変化を検
討する。上記式（１）を微分すると下記の式（２）とな
る。
【００６７】 ｄ（ΔＰ）／ｄＴ＝−（εＲ／Ｖ）Ｘ（Ｑ／Ｃv 2）Ｘ（ｄＣv ／ｄＴ） ・・・（２）
【００６８】ところで定容比熱Ｃv は温度が高くなる程
大きくなることが知られている（図１７参照）。したが
って（ｄＣv ／ｄＴ）＞０ということになり、上記式
（２）の右辺は負の値を持つことになる。
【００６９】つまり、ｄ（ΔＰ）／ｄＴ＜０となり、筒
内温度Ｔが高い程、筒内圧力の上昇ΔＰが小さくなる。
換言すれば、筒内温度Ｔが低い程、筒内圧力の上昇ΔＰ
が大きくなって、良く仕事をすることになる。筒内温度
が低い程よく仕事をする、というを別の観点から再度説
明すると、以下のとおりである。
【００７０】いま、燃料の発熱量Ｑは下記の式で表され
る。 Ｑ＝Ｃv ・Ｇ・△Ｔ ・・・（３）
【００７１】ここに、Ｃv ：定容比熱 Ｇ：燃焼室に投入された混合気の質量 △Ｔ：燃焼に伴う温度上昇（筒内温度の上昇）
【００７２】上記（３）式を変形すると下記の（４）式
となる。 △Ｔ＝Ｑ／Ｃv ・Ｇ ・・・（４） この（４）式から理解されるように、Ｑ、Ｇが一定とす
ると、Ｃv が小さい程、△Ｔは大となる。
【００７３】ところで、前述したように、定容比熱Ｃv
は温度Ｔが高くなるに従って大きくなる（図１７参
照）。換言すれば、筒内温度Ｔが小さい程、定容比熱Ｃ
v は小さい。したがって、筒内温度Ｔが小さい程、燃焼
に伴う筒内温度の上昇△Ｔは大きいということになる。
【００７４】ここに、筒内温度の上昇△Ｔが大きい程、
筒内圧力は大きく上昇（△Ｐが大きい）することから、
筒内温度Ｔが小さい程、筒内圧力はその上昇△Ｐが大き
いということになる。つまり、同一量の燃料を投入し、
得られた発熱量が同一としたときに、筒内温度Ｔが小さ
い程、筒内圧力の上昇△Ｐは大きく、したがって良く仕
事をする（熱効率が良い）、ということになる。
【００７５】以上の説明から明らかなように、エンジン
１に上記副室９０を設けることによって、高負荷領域で
のノッキング発生を抑えることが可能となるだけでな
く、当該領域での熱効率を向上することが可能となる。
【００７６】上記副室バルブ９１に関し、この副室バル
ブ９１の閉じ時期を考察したときに、燃焼室内の混合気
を圧縮することによる温度上昇を最大限に利用するので
あれば、副室バルブ９１の閉じ時期を圧縮上死点とすれ
ばよい。あるいは、燃焼による圧力上昇をも最大限に利
用するのであれば、副室バルブ９１はできるだけ遅く閉
じる方がよい（燃焼最高圧力に達するクランク角は、一
般的に、圧縮上死点後（ＡＴＤＣ）約３０ｄｅｇ）。
【００７７】ここに、現実の燃焼状態は各サイクル毎に
大きく変動しているのが現状である。したがって、筒内
圧力の偏差（バラツキ）が大きいときまで副室バルブ９
１を開いていたのでは、副室９０内に閉じ込められる混
合気は、その圧力、密度、温度が各サイクル毎に変動す
ることとなって好ましくない。したがって、燃焼に伴う
圧力上昇の偏差（バラツキ）が発生する直前に副室バル
ブ９１を閉じれば、燃焼変動の影響を抑えつつ混合気の
冷却効果を高めることが可能となる。他方、燃焼に伴う
圧力変動の影響を受けないようにするのであれば、上記
実施例のように、点火時期近傍で副室バルブ９１を閉じ
ればよいということになる。
【００７８】副室付きエンジンの変形例 負荷が小さくなるほど（軽負荷領域）、ノッキングが生
じ難くなる。しかし、筒内温度を低下させてこの軽負荷
領域での熱効率を高めるというのであれば、負荷に応じ
て、負荷が小さくなるほど、副室バルブ９１の開弁タイ
ミング及び閉弁タイミングが吸気弁１３、１４の閉じタ
イミングに近づくように、この副室バルブ９１のバルブ
タイミングを変更すればよい（可変バルブタイミング機
構の付設によるバルブタイミングの可変化）。これによ
れば、副室９０内へ混合気を導入することに伴う圧力損
失を最小減に抑えつつ、筒内温度の低下による熱効率の
向上を図ることができる。
【００７９】また、副室９０内での混合気の温度を積極
的に下げる手段として、副室９０内に可動ピストンを設
け、この可動ピストンをクランクシャフト２３の回転に
同期して変位動させて、副室９０内で混合気を流動させ
るようにしてもよい。あるいは、上記可動ピストンをバ
ネ付勢して、副室バルブ９１が開くときに、副室９０の
実質的な容積が上記可動ピストンによって積極的に減小
させ、副室ポ−ト９０ａを通過する混合気に流動（波
動）を生じさせるようにしてもよい。
【００８０】他のノッキング防止手段（リ−ンバ−ン） 空燃比を理論空燃比よりもリ−ンすれば（リ−ンバ−ン
エンジンにあっては）、燃焼による発生熱量の一部が余
剰空気に吸収されるため、筒内温度Ｔは低くなる。勿
論、空燃比のリ−ン度合いが大きく程、余剰空気の量が
多くなるため、筒内温度Ｔは低くなり、ノッキングが生
じ難くなると共に熱効率が向上する。更に、現実的に
は、筒内温度が低下すれば、燃焼室の壁面への熱伝達も
減少し、冷却損失を低減することができる。したがっ
て、この冷却損失の面からも空燃比をリ−ンにすればす
る程、熱効率が向上することになる。
【００８１】尚、例えばＡ／Ｆ＝３０というように空燃
比を極端にリ−ンに設定したとしても、吸気ポ−ト９の
形状をスワ−ルポ−ト、タンブルポ−トとする、あるい
は空燃比のリ−ン度合に応じて圧縮比を大きくする、若
しくは多点点火とすることで、着火性及び燃焼性を確保
することが可能である。
【００８２】
【発明の効果】以上の説明から明らかなように、本発明
によれば、単室容積の割りにシリンダのボア径が小径化
されているため、このボア径の小径化によって、ノッキ
ングの発生を押さえつつ従来よりも大きな圧縮比を設定
することができる。またロングストロ−クによって、ク
ランクシャフトの軸受部の負担を軽減することができ
る。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施例にかかるエンジンの縦断面図。
【図２】図１に示すＩＩ−ＩＩ線に沿った断面図。
【図３】実施例にかかるエンジンの吸気系及び排気系を
展開して示す図。
【図４】実施例にかかるエンジンの各種制御の全体系統
図。
【図５】吸気通路に配したシャッタ弁の制御用マップ。
【図６】可変バルブタイミングの作用説明図（領域
Ｉ）。
【図７】可変バルブタイミングの作用説明図（領域Ｉ
Ｉ）。
【図８】可変バルブタイミングの作用説明図（領域ＩＩ
Ｉ）。
【図９】ＥＧＲ用の制御マップ。
【図１０】シャッタ弁制御とＥＧＲ制御とを複合した制
御用マップ。
【図１１】実施例にかかるエンジンと従来のエンジンと
をＳ／Ｂ比の点で比較した図。
【図１２】実施例にかかるエンジンと従来のエンジンと
をボア径の点で比較した図。
【図１３】実施例にかかるエンジンと従来のエンジンと
を総排気量に対する気筒数の点で比較した図。
【図１４】本発明にかかるエンジンを吸気２弁排気２弁
としたときに、気筒数と総排気量との関係を従来との比
較で示す図。
【図１５】実施例にかかるエンジンの変形例としての副
室付きエンジンを概略して示す図。
【図１６】副室付きエンジンの副室バルブの開閉タイミ
ングを示す図。
【図１７】定容比熱と温度との関係を示す図。
【図１８】ボア径と吸気弁有効角度面積Ｆｉａ（ｅ）と
の関係（計算結果）を示す図。
【図１９】本発明に適するボア径と単室容積との関係を
示す図。
【符号の説明】
１ エンジン ４ 気筒 ５ シリンダ ６ ピストン ８ 燃焼室 １３ 第１吸気弁 １４ 第２吸気弁 １５ 第１排気弁 １６ 第２排気弁 ２５ 点火プラグ
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 樫山 謙二 広島県安芸郡府中町新地３番１号 マツダ 株式会社内 (72)発明者 佐々木 潤三 広島県安芸郡府中町新地３番１号 マツダ 株式会社内

Claims (3)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】 シリンダ内に往復動可能に嵌挿されたピ
    ストンにより燃焼室が形成され、該燃焼室に臨ませて点
    火プラグが配設された自然吸気式の火花点火式往復動型
    エンジンにおいて、 シリンダのボア径が約４５ｍｍ乃至６７ｍｍとされ、 シリンダの単室容積が約１１０ｃｃ乃至３４０ｃｃとさ
    れ、 ピストンのストロ−ク（Ｓ）とシリンダのボア径（Ｂ）
    との比（Ｓ／Ｂ）が１よりも大とされ、 エンジンの圧縮比が１１以上とされている、ことを特徴
    とする火花点火式往復動型エンジン。
  2. 【請求項２】 請求項１において、 前記エンジンが一つの気筒に２つの吸気弁と２つの排気
    弁とを備えた４バルブ式エンジンとされ、 前記シリンダのボア径が約５１mm乃至６７mmとされ、 前記シリンダの単室容積が約１５０cc乃至３４０ccとさ
    れている、ことを特徴とする火花点火式往復動型エンジ
    ン。
  3. 【請求項３】 請求項１において、 前記エンジンが一つの気筒に３つの吸気弁と２つの排気
    弁とを備えた５バルブ式エンジンとされ、 前記シリンダのボア径が約４５mm乃至５０mmとされ、 前記シリンダの単室容積が約１１０cc乃至２００ccとさ
    れている、ことを特徴とする火花点火式往復動型エンジ
    ン。
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