JPH0717787Y2 - 過給機付エンジン - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本考案は過給機により過給を行うようにした過給機付エ
ンジンに関するものである。

（従来技術） エンジンの充填効率を高めるには、吸気のスムーズな供
給と排気のスムーズな排出とを行うことが必要である。
そして、排気は高温、高圧で多少排気抵抗が大きくても
スムーズに排出される一方、吸気は一般に排気よりも低
圧であり、吸気供給をスムーズに行うのはなかなか難し
いので、吸気抵抗を極力小さくすることが望まれる。こ
のような観点から、吸・排気抵抗に極めて大きな影響を
与える吸気ポートおよび排気ポートの総開口面積は、限
られたポート形成可能な面積（一般にはシリンダボア面
積によって限定される）を考慮しつつ、吸気ポート側の
方が排気ポート側よりもなるべく大きくなるように設定
することが一般に行われている。

一方、過給機によって吸気の圧力を高めることにより出
力（トルク）の向上を行う過給機付エンジンにあって
は、過給機による吸気の圧縮によって吸気温度が極めて
高くなると共に充填量も極めて大きくなるため、低圧縮
比化、点火時期の遅角等を行うようになっている。そし
て、このような過給に伴う低圧縮比化や点火時期の遅角
を最小限に抑えるべく、インタクーラにより吸気を冷却
することも行われているが、燃焼サイクルをいわゆるミ
ラーサイクルと呼ばれるものにして、吸気温度をこの燃
焼サイクル中に低下させるようにしたものも提案されて
いる（特開昭55-148932号公報参照）。

上記ミラーサイクルは、基本的には、吸気の終了時期を
一般のエンジンよりもかなり早くするかあるいは遅くす
ることにより、吸気の断熱膨張を行わせてその冷却を行
うようになっている。そして、上記公報に記載されたミ
ラーサイクルにおいては、排気開始時期は一般のエンジ
ンと同じように設定してあるので、結果として有効圧縮
比よりも有効膨張比が大きくなっている。なお、有効圧
縮比は、シリンダ容積が最も小さいときすなわち往復動
型のものではピストンがTDC（上死点）にあるときのシ
リンダ容積（初期容積）で、吸気の供給が終了した時点
のシリンダ容積を除したものである。また、有効膨張比
は、有効圧縮比と同じような考えで、排気が開始される
時点のシリンダ容積を上記初期容積で除したものであ
る。

ところで、上述のように、過給を行うエンジンにあって
は、排気ガス温度が極めて高くなるものである。すなわ
ち前述した過給に伴う吸気温度上昇、点火時期遅角、高
充填量の要因に加えて、特に排気ターボ式の過給機を使
用した場合は、タービン上流側の排気圧が極めて高くな
ることもあって、一般のエンジンに比して排気ガス温度
は極めて高いものとなる。このように、排気ガス温度が
極めて高くなると、排気系の種々の部品、例えば吸気マ
ニホルドや排ガス浄化のための触媒コンバータ、排気タ
ーボ式の過給機にあってはタービン等が熱損傷を受ける
ことになる。とりわけ、連続高負荷運転、例えば高速道
路を車両の最高速度に近い高速で連続走行するときは、
排気系が長時間高熱にさらされることになるので、この
ための熱対策が必ず必要となる。

上述のような排気ガス温度に伴う熱害防止のため従来
は、燃料による冷却（気化冷却）が一般に行われてい
る。すなわち、高負荷時には、空燃比の極めて小さい
（リッチ）燃料を供給して、燃焼に関与しない燃料が気
化することに伴う冷却作用によって排気ガス温度を低下
させるようにしている。

（考案が解決しようとする問題点） 燃料による冷却によって排気ガス温度を低下させるもの
にあっては、この冷却用に使用される燃料が、出力確保
のために必要とされる燃料の20％以上にもなることがあ
り、このため高負荷運転時には燃費が極めて悪化するも
のとなっていた（燃料による冷却によって排気ガス温度
を100°〜150℃低下させることが多い）。

本考案は以上のような事情を勘案してなされたもので、
燃料による冷却を利用することなく排気ガス温度そのも
のを大きく低下させて、燃料による冷却を不用あるいは
この冷却のための燃料量を大幅に低減し得るようにした
過給機付エンジンを提供することを目的とする。

（問題点を解決するための手段、作用） 前述の目的を達成するため、本考案にあっては次のよう
な構成としてある。すなわち、 吸気の過給を行う過給機を備えたエンジンにおいて、 吸気弁の開弁角が排気弁の開弁角よりも大きくなるよう
にかつ有効圧縮比よりも有効膨張比が大きくなるよう
に、吸気弁閉時期と排気弁開時期とが設定され、 １シリンダあたりに対して、吸気ポートの総開口面積よ
りも排気ポートの総開口面積が大きく設定され、 吸気弁リフト時における吸気ポートと吸気弁とできまる
吸気流通の最小断面積を１サイクルあたりの全吸気弁開
弁期間に渡って積算した値よりも、排気弁リフト時にお
ける排気ポートと排気弁とできまる排気流通の最小断面
積を１サイクルあたりの全排気弁開弁期間に渡って積算
した値のほうが大きく設定されている、 ような構成としてある。

本考案は、ミラーサイクルと同様、有効圧縮比よりも有
効膨張比が大きくなるように設定してあるが、この有効
圧縮比は小さいほどまた有効膨張比が大きい程、排気ガ
ス温度がより低下されることになる。そして、このよう
に有効圧縮比と有効膨張比とを設定することに伴う排気
期間の短縮化を補うため、次のようにしてある。すなわ
ち、 １シリンダあたりに対して、吸気ポートの総開口面積よ
りも排気ポートの総開口面積が大きく設定され、 吸気弁リフト時における吸気ポートと吸気弁とできまる
吸気流通の最小断面積を１サイクルあたりの全吸気弁開
弁期間に渡って積算した値よりも、排気弁リフト時にお
ける排気ポートと排気弁とできまる排気流通の最小断面
積を１サイクルあたりの全排気弁開弁期間に渡って積算
した値のほうが大きく設定されている、ようにしてあ
る。

換言すれば、本考案にあっては、排気ガスが十分に排出
し得るような設定を行うことにより、有効圧縮比よりも
有効膨張比を十分に大きくすることが可能となって、排
気ガス温度を大きく低下させることができる。この結
果、排気ガス温度が大きく低下された分だけ冷却用の燃
料を消費することが節約される。

ちなみに、有効膨張比を有効圧縮比の２倍以上とし、か
つ排気ポートの総開口面積を吸気ポートの総開口面積の
２倍以上とすることによって、燃料冷却を行うことなく
排気ガス温度を約100℃以上低下させることも可能とな
り、これに伴う燃費の向上は約20％以上も期待し得るも
のである。

（実施例） 以下本考案の実施例を添付した図面に基づいて説明す
る。

第１図、第２図において、エンジン本体１は、実施例で
は４サイクル往復動型直列４気筒とされたオットー式の
ものとされている。すなわち、第２図に示すように、シ
リンダブロック２とシリンダヘッド３とシリンダ2a内に
往復動自在に嵌挿されてピストン４とによって燃焼室５
が画成され、この燃焼室５にそれぞれ開口する吸気ポー
ト６、排気ポート７が、吸気弁８あるいは排気弁９によ
り開閉されるようになっている。勿論、この吸気弁９と
排気弁10とは、エンジン出力軸（図示略）と同期して作
動されるものであるが、その開閉タイミングについては
後述する。なお点火プラグは図示を略してある。

第１図に示すように、前記シリンダ2aすなわち燃焼室５
に吸気を供給するための吸気通路21は、その途中にサー
ジタンク22を備え、このサージタンク22と各吸気ポート
６とは、個々独立した独立吸気通路23を介して接続され
ている。また、サージタンク22へは１本の共通吸気通路
24によって吸気が供給されるようになっており、この共
通吸気通路24の途中には、その上流側から下流側へ順
次、排気ターボ式過給機25のコンプレッサ25a、インタ
クーラ26、スロットル弁27が配設されている。勿論、図
示は略すが、吸気通路21の適宜箇所には、燃料供給装置
としての気化器あるいは燃料噴射弁が配設されているも
のである。

一方、エンジンの排気通路28には、前記過給機25のター
ビン25bが配設され、排気エンジンによってタービン25b
が回転されると、シャフト25cを介してタービン25bに連
結されたコンプレッサ25aも回転されて、過給が行われ
ることになる。また、排気通路28には、タービン25bを
バイパスするバイパス通路29が形成され、このバイパス
通路29には、ウエストゲートバルブ30が配置されてい
る。このウエストゲートバルブ30は、周知のように、図
示を略すアクチュエータによって作動されて、過給圧が
所定値以上になるとバイパス通路29を開いて最大過給圧
を設定するものとなっている。

ここで、第２図に示すように、吸気弁８の面積すなわち
径D1は、排気弁９の面積すなわち径D2よりも小さくされ
ている。この吸気弁８および排気弁９は、それぞれ１つ
づつなので、吸気通路21のシリンダ2aへの開口端となる
吸気ポート６の開口面積は、排気通路28のシリンダ2aへ
の開口端となる排気ポート７の開口面積よりも小さくさ
れている。また、吸・排気弁８、９の開弁角は、第３図
に示すように設定されている。すなわち、吸気弁８の閉
弁時期は、BDC（下死点）以後クランク角θ１に相当す
る時期であり、また排気弁９の開弁時期は、BDC前クラ
ンク角θ２に相当する時期である。そして、θ１は極力
大きく、逆にθ２は極力小さく設定され（θ１＞θ
２）、これにより有効圧縮比よりも有効膨張比が極めて
大きくされている。ちなみに、第４図に示すように、θ
１をクランク角を120°相当分とし、θ２をクランク角2
0°相当分とすると、有効圧縮比は「約３」とされる一
方、有効膨張比は「約８」とされて、有効膨張比を有効
圧縮比の優に２倍以上の大きさとすることができる。勿
論、上記θ１は大きくなるほど有効圧縮比を減少させる
ものであり、またθ２は小さくなるほど有効膨張比を増
大させるものである。

なお、θ１の間は実質的に吸気の供給が行われない期間
となるので、極力吸気を十分に供給し得るように、吸気
弁の開弁角を大きくして合せてそのリフトをも大きくす
るようにしてある。すなわち、第５図、第６図から明ら
かなように、吸気弁８（排気弁９についても同じ）の開
弁角をθとすると、この開弁角θが大きいほど弁リフト
も大きくなる。この結果、吸気供給能力の１つの指標と
なるリフト・開弁角によって定まる有効面積（第５図に
θ＝230°とした場合の有効面積を破線を施して示して
ある）が大きくなる。これは、弁駆動用カムによる弁開
閉駆動時の加速度の大きさの制約から、弁リフトの増大
は開弁角θに依存することとなり、この開弁角θを大き
くすることによって、弁リフトも合せて大きくすること
が可能となって、弁の有効面積を相乗的に大きくするこ
とができる。

また、吸気弁８の開弁角（開弁期間）を排気弁の開弁角
よりも大きくなるように、かつ有効圧縮比よりも有効膨
張比が大きくなるように、吸気弁８の閉時期と排気弁９
の開時期を設定することにより、吸気弁８は下死点後十
分遅れて閉じられる吸気閉じとなるが、このことは、吸
気行程終了付近となる下死点位置においても、吸気弁８
の弁リフト量が十分大きい状態つまり吸気スロート部
（弁笠部）の開口面積を大きく確保できることとなり、
したがって吸気抵抗を通常のエンジンよりも小さくし
て、過給機25による過給効果を十分高めて充填量を十分
確保することができる。

以上の説明で明らかなように、シリンダ2aの断面積（シ
リンダボア面積）によってほぼ決定される限られたポー
ト形成可能な面積部分で、排気ポート７の総開口面積を
吸気ポート６の総開口面積より大きくして、排気ポート
７そのものの総開口面積の絶対的な大きさを極力大きく
確保するようにしたので、有効膨張比を大きくすること
に伴う排気の排出に何等支承のないものとされる。した
がって、有効膨張比をでき得る限り極力大きくして、有
効圧縮比を有効膨張比よりも小さく設定したことと合ま
って、圧縮温度ひいては排気ガス温度を大きく低下させ
ることができる。

ここで、本考案の一適用例として、前述したθ１をクラ
ンク角120°相当分の大きさ（有効圧縮比「3.2」−第４
図参照）とし、θ２をクランク角20°相当分の大きさ
（有効膨張比「7.8」−第４図参照）とし、かつ排気ポ
ート７の総開口面積を吸気ポート６の開口面積の２倍と
した場合について、このθ１、θ２共にクランク角70°
相当分とした場合との比較例を、第７図に示してある。
そして、上述のように数値設定された本考案の一適用例
では、吸気弁リフト時における吸気ポートと吸気弁とで
きまる吸気流通の最小断面積を１サイクルあたりの全吸
気弁開弁期間に渡って積算した値よりも、排気弁リフト
時における排気ポートと排気弁とできまる排気流通の最
小断面積を１サイクルあたりの全排気弁開弁期間に渡っ
て積算した値のほうが大きくなるような設定とされる。

比較例における燃焼サイクルを、、、で示して
あり、排気が開始される時点の排気ガス温度は1000゜K
を大きく越える値となる。一方、上記本考案の適用例に
おける燃焼サイクルを、、、で示してあり、排
気が開始される時点の排気ガス温度は約900゜Kとな
る。この比較例から明らかなように、本考案において
は、排気ガス温度を、燃料による冷却を行うことなく、
100℃を大幅に越えて低下させることが可能である。な
お、、時点での圧力を、第７図（ａ）に示してあ
り、本考案の場合は、吸気圧力すなわち過給圧を十分に
大きくすることが望まれるものである。もっとも高負荷
時に、特に排気ガス温度が問題となる高速高負荷時に
は、ウエストゲートバルブ30により過給圧の上昇を抑え
て過給機25の過給能力を十分に利用していないのが現状
なので、本考案を適用する上での過給機25の過給能力上
特に問題はないものである。

第８図は本考案の他の実施例を示すもので、第１図に対
応した構成要素には同一の符号を付してその説明を省略
する（このことは以下の第９図の場合についても同
じ）。

本実施例では、過給機としてエンジン出力軸により機械
的に駆動されるスーパチャージャ式のものとし、また有
効圧縮比を小さくするためにロータリバルブを利用する
ようにし、さらに１気筒当り吸気ポート６を１つとする
と共に排気ポート７を２つとするようにしてある。以下
順次説明すると、先ず、共通吸気通路24は、スロットル
弁27上流において、互いに並列な第１、第２の２つの分
岐通路24a、24bを有し、一方の分岐通路24aにはルーツ
式の過給機41が、また他方の分岐通路24bには開閉弁42
が配設されている。この過給機41は、図示を略す連動機
構を介してエンジン出力軸43によって駆動されるもの
で、上記連動機構には電磁クラッチが介在されている。
そして、高負荷時にはこのクラッチを接続しておくと共
に開閉弁42を閉とすることにより過給が行われ、また低
負荷時にはクラッチを切断して過給を停止させると共に
開閉弁42を開くことにより、過給機41をバイパスしてス
ムーズに吸気を供給するようになっている。

また、ロータリバルブ44は、独立吸気通路23と直交する
ように配設されたケーシング45と、このケーシング45内
に回転自在に配置された回転子46とを備え、回転子46に
は、独立吸気通路23の位置に対応した箇所において連通
口47が形成されている。この回転子46は、エンジン出力
軸43に取付けたプーリ（歯付プーリ）48、タイミングベ
ルト49、プーリ50、進角機構51を介して、エンジン出力
軸43により回転駆動される。勿論、エンジン出力軸43と
回転子46とは同期されており、少なくとも高負荷時に
は、第９図に示すように、ロータリバルブ44によってク
ランク角θ１相当分だけ吸気終了時がBDCよりも大きく
早められるようになっており、これにより有効圧縮比が
前述の実施例と同様十分小さくなるように設定される。

勿論、１つの吸気ポート６の総開口面積よりも、２つの
排気ポート７の総開口面積の方が大きくなるように設定
されている。すなわち、各ポート６、７の１つづつは、
それぞれ開口面積がほぼ等しくされているが、吸気ポー
ト６を１つとし排気ポート７を２つとすることにより、
上述のような総開口面積の大小が設定されている。

なお、本実施例における作用自体は前記実施例と同じで
あるので、その重複した説明は省略するが、本実施例で
は、進角機構51を利用して、回転子46のエンジン出力軸
43に対する相対回転位置（進角量）を変更することによ
り燃料の冷却を必要としない運転領域では、一般のエン
ジンと同じような吸気終了タイミングとすることもでき
る。

第10図は本考案のさらに他の実施例を示すもので、吸気
ポート６および排気ポート７をそれぞれ１気筒当り２個
設けたいわゆる４バルブ式のエンジンとしたものであ
り、１つの吸気ポート６についての開口面積よりも１つ
の排気ポート７についての開口面積を大きくすることに
より、全体として、吸気ポート６の総開口面積よりも排
気ポート７の総開口面積の方が大きくなるようにしてあ
る。

以上実施例について説明したが、本考案は、ディーゼル
エンジンにも同様に適用し得るものである。

（考案の効果） 本考案は以上述べたことから明らかなように、燃料を利
用して冷却を行うことなく排気温度を大幅に低下させる
ことが可能となり、この結果特に高負荷時での燃費を大
幅に向上させることができる。

特に、本考案においては、実質的に、吸・排気系統の寸
法設定だけで済むので、既存のエンジンを大幅に変更す
ることなく容易に実施化し得るものである。

勿論、本考案では、吸気終了付近の時期においては吸気
弁の弁リフトが十分大きい時期となって、吸気弁部分で
の吸気抵抗が小さくなっているので、吸気ポートの総開
口面積が小さくても過給機による過給効果を十分高め
て、充填量を確保する上で何等問題のないものとなる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本考案の一実施例を示す全体系統図。 第２図は第１図におけるシリンダ部分の側面断面図。 第３図は第２図に示す吸・排気弁の開閉態様を示すグラ
フ。 第４図は吸気弁の閉弁時期と有効圧縮比との関係、およ
び排気弁の開弁時期と有効膨張比との関係を示すグラ
フ。 第５図、第６図は、吸・排気弁の開弁角と、弁リフトお
よび弁有効面積との関係を示すグラフ。 第７図はエンジンの排気温度が低下する様子を本考案の
ものを比較例と対応して示すグラフ。 第８図は本考案の他の実施例を示すもので、第１図に対
応した全体系統図。 第９図は第８図のものにおける吸・排気弁とロータリバ
ルブとの開閉態様を示すグラフ。 第10図は本考案のさらに他の実施例を示す要部系統図。 1:エンジン本体 2a:シリンダ 5:燃焼室 6:吸気ポート 7:排気ポート 8:吸気弁 9:排気弁 21:吸気通路 23:独立吸気通路 25:過給機 28:排気通路 41:過給機 43:エンジン出力軸 44:ロータリバルブ

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】
1. 【請求項１】吸気の過給を行う過給機を備えたエンジン
   において、 吸気弁の開弁角が排気弁の開弁角よりも大きくなるよう
   にかつ有効圧縮比よりも有効膨張比が大きくなるよう
   に、吸気弁閉時期と排気弁開時期とが設定され、 １シリンダあたりに対して、吸気ポートの総開口面積よ
   りも排気ポートの総開口面積が大きく設定され、 吸気弁リフト時における吸気ポートと吸気弁とできまる
   吸気流通の最小断面積を１サイクルあたりの全吸気弁開
   弁期間に渡って積算した値よりも、排気弁リフト時にお
   ける排気ポートと排気弁とできまる排気流通の最小断面
   積を１サイクルあたりの全排気弁開弁期間に渡って積算
   した値のほうが大きく設定されている、 ことを特徴とする過給機付エンジン。