JPH0791265A - Intake air controller of engine with supercharger - Google Patents

Intake air controller of engine with supercharger

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JPH0791265A
JPH0791265A JP5238121A JP23812193A JPH0791265A JP H0791265 A JPH0791265 A JP H0791265A JP 5238121 A JP5238121 A JP 5238121A JP 23812193 A JP23812193 A JP 23812193A JP H0791265 A JPH0791265 A JP H0791265A
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intake
engine
valve
turbocharger
supercharger
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Yoshimasa Matsuyoshi
悦正 松良
Hideaki Watanabe
英昭 渡辺
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Mitsubishi Motors Corp
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    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B2275/00—Other engines, components or details, not provided for in other groups of this subclass
    • F02B2275/32—Miller cycle
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Abstract

PURPOSE:To improve startability and high output of an engine for which a mirror cycle is employed without deterirating fuel consumption or enough engine brake force can be obtained. CONSTITUTION:An intake air controller of an engine with a supercharger is provided with a volume variable type turbosupercharger arranged in the intake air passage 9 of an engine 1, a mechanical type supercharger 26 arranged downstream from the turbosupercharger and attachably/detachably connected to a driving shaft 28 via a clutch 30, an intake air variable mechanism capable of varying an intake timing, operational condition detection means 31, 32, 33 for detecting an operational condition of the engine 1, and a control means 24 for controlling the volume of a turbosupercharger 13, detachment/attachment of the clutch 30 and the intake air timing of the intake air variable mechanism.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は吸気系にターボチャージ
ャーと機械式過給機を配備すると共にエンジンの吸気タ
イミングを変更し得る吸気可変機構を吸気系に装着し
て、出力の改善を図れるようにした過給機付きエンジン
の吸気制御装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention has a turbocharger and a mechanical supercharger in an intake system, and an intake variable mechanism capable of changing the intake timing of an engine is attached to the intake system to improve output. The present invention relates to an intake control device for an engine with a supercharger.

【０００２】[0002]

【従来の技術】ガソリンエンジンやディーゼルエンジン
の運転性能を向上させるためには高出力化が必要と成
り、その際、単に高排気量化を図ると燃費の低下を招
く。そこで、排気量を代えること無く運転性能を向上さ
せるには吸気系にターボチャージャーや機械式過給機を
配備してエンジンの高出力化を図ることも有効である。
しかしこれら過給機は出力アップの点では有効である
が、発進時のトルク不足及びエンジンブレーキ力不足と
なる。しかも、これら過給機を装着した場合、特に高回
転時には燃焼室温度が過度に上昇し易く、通常は圧縮比
を予め低く設定することと成り、結果として、低回転時
における出力の低下を招きやすい。しかもターボチャー
ジャーの場合、エンジン低回転域での応答性を確保する
ため、タービンをある程度の大きさに抑える必要があ
る。ところが、タービンを小さくすると排気路が絞ら
れ、燃焼室の掃気効果が十分に得られず、ノッキングが
発生したり、ポンピング損失の増大を招きやすい。他
方、機械式過給機は増速比を大きくしておけば、低回転
時にも十分な過給効果が得られるが、高回転時には動力
損失の増加を招きやすい。そこで、例えば、特開平２−
１１９６２１号広報に開示されるように、容量可変機械
式過給機を用いて低回転時の増速比を高めて発進性を確
保し、高回転時にターボチャージャーを用い出力向上を
図ることが提案されている。特にここでは、バルブタイ
ミング変更手段を用い高回転時のオーバーラップを大き
くし、掃気効果を高めることもできる。2. Description of the Related Art In order to improve the driving performance of a gasoline engine or a diesel engine, it is necessary to increase the output. At that time, simply increasing the displacement causes a reduction in fuel consumption. Therefore, in order to improve the driving performance without changing the displacement, it is also effective to deploy a turbocharger or a mechanical supercharger in the intake system to increase the output of the engine.
However, although these superchargers are effective in terms of increasing the output, torque and engine braking force at the time of starting are insufficient. Moreover, when these superchargers are installed, the combustion chamber temperature tends to rise excessively, especially at high revolutions, and the compression ratio is usually set to a low value in advance, resulting in a reduction in output at low revolutions. Cheap. Moreover, in the case of a turbocharger, it is necessary to reduce the size of the turbine to some extent in order to ensure responsiveness in the low engine speed range. However, if the turbine is made smaller, the exhaust passage is narrowed, the scavenging effect of the combustion chamber is not sufficiently obtained, knocking is likely to occur, and pumping loss is likely to increase. On the other hand, if the mechanical supercharger has a large speed increasing ratio, a sufficient supercharging effect can be obtained even at low revolutions, but power loss tends to increase at high revolutions. Therefore, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 2-
As disclosed in the publication No. 119621, it is proposed to use a variable capacity mechanical supercharger to increase the speed increasing ratio at low speed to ensure startability, and to improve output by using a turbocharger at high speed. Has been done. In particular, here, the valve timing changing means can be used to increase the overlap at the time of high rotation to enhance the scavenging effect.

【０００３】ところで、エンジンの吸気通路に下死点の
近傍で閉じる吸気弁とは別個にロータリーバルブを設け
て、吸気通路をピストンの下死点手前或いは後の時点で
ロータリーバルブにより閉じることにより、有効圧縮比
を減少させると共に膨張比は通常どうりに確保できるミ
ラーサイクルが知られている。このミラーサイクルを通
常のオットーサイクルと比較した場合、吸気系のロータ
リーバルブの開弁時期を移行させることによりエンジン
の回転制御を行うものであるので、吸気通路が常時大気
圧に保たれ、ピストンのポンピングロスを低減できる。
特に、このミラーサイクルでは有効圧縮比が下がること
より、燃焼室温度を低下させ、ＮＯXの発生を防止で
き、しかも、圧縮比と比べて大きな膨張比を確保できる
ので、熱効率を高い値に維持でき、特に過給機を用いて
吸気管圧力を所定レベルに保持することにより高出力を
確保することもできる。By providing a rotary valve in the intake passage of the engine separately from the intake valve closed near the bottom dead center, and closing the intake passage by the rotary valve before or after the bottom dead center of the piston, Miller cycles are known in which the effective compression ratio is reduced and the expansion ratio is normally ensured. When this Miller cycle is compared with a normal Otto cycle, the engine rotation is controlled by shifting the opening timing of the intake system rotary valve, so the intake passage is always kept at atmospheric pressure, and the piston Pumping loss can be reduced.
In particular, in this Miller cycle, the effective compression ratio is lowered, so that the combustion chamber temperature can be lowered, NO X can be prevented from being generated, and a large expansion ratio can be secured compared to the compression ratio, so that the thermal efficiency is maintained at a high value. In particular, it is possible to secure a high output by maintaining the intake pipe pressure at a predetermined level by using a supercharger.

【０００４】例えば、特開昭６１−１０６９２０号広報
には、吸気路上にタイミングバルブを設け、同バルブの
回転軸を移行手段を介してクランク軸の１／２の回転速
度で駆動させ、更に、制御回路に操作されるアクチュエ
ータの働きによって移行手段がタイミングバルブの回転
軸をクランク軸側の角変位に対して相対的に移行させる
ように構成される。この場合、低負荷時にはタイミング
バルブの開弁期間Ｔを吸気弁の開弁時期より早める方向
に移行させて、両弁が共に開く期間を短くし、吸気量を
抑制し、燃焼温度の低下を図る。他方、高負荷時にはタ
イミングバルブの開弁期間Ｔを吸気弁の開弁時期に重な
る方向（遅れ方向）に移行させて両弁が共に開く期間を
長くし、吸気量を増加させ、空気充填率の向上を図って
いる。特に、ここではエンジンの冷態時において、第２
分岐通路（吸気バイパス路）を開いてオットーサイクル
に戻し、燃焼室温度の上昇を図り、燃焼性の低下を防止
している。更に、特開昭６１−１０６９１８号公報に
は、特開昭６１−１０６９２０号公報に開示されるもの
とほぼ同様なエンジンが開示され、ここでは特に、高負
荷時には第２分岐通路（吸気バイパス路）を開いて吸気
抵抗を低減させ、オットーサイクルに戻して吸気充填率
を向上させ、熱効率の確保を図ることができる。For example, in Japanese Patent Laid-Open No. 61-106920, a timing valve is provided on the intake passage, and the rotary shaft of the valve is driven at a rotational speed half that of the crank shaft via a transition means. The shifting means is configured to shift the rotary shaft of the timing valve relative to the angular displacement on the crankshaft side by the action of the actuator operated by the control circuit. In this case, when the load is low, the valve opening period T of the timing valve is moved in a direction that is earlier than the valve opening timing of the intake valve to shorten the period in which both valves are open to suppress the intake amount and lower the combustion temperature. . On the other hand, when the load is high, the valve opening period T of the timing valve is shifted to a direction (delay direction) overlapping with the valve opening timing of the intake valve to lengthen the period in which both valves are opened to increase the intake amount and increase the air filling rate. We are trying to improve. Especially when the engine is in a cold state, the second
The branch passage (intake bypass passage) is opened to return to the Otto cycle to raise the temperature of the combustion chamber and prevent the deterioration of combustibility. Further, Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-106918 discloses an engine similar to that disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-106920, and here, in particular, when the load is high, the second branch passage (intake bypass passage) is disclosed. ) To reduce the intake resistance and return to the Otto cycle to improve the intake filling rate and ensure thermal efficiency.

【０００５】[0005]

【発明が解決しようとする課題】しかし、特開平２−１
１９６２１号公報には、低回転時の発進性、高回転時の
出力向上を図り、バルブタイミング変更手段を用い吸排
気のオーバーラップを大きくして掃気効果を高めること
ができるが、機械過給機を全エンジン回転域で使用して
いるので、燃費の低下を招きやすい。更に、特開昭６１
−１０６９２０号公報及び特開昭６１−１０６９１８号
公報には、ミラーサイクルで駆動するエンジンが開示さ
れ、特に、同エンジンは冷態時にオットーサイクルに戻
され、燃焼室温度の上昇を図り、あるいは高負荷高回転
時にオットーサイクルに戻され、吸気充填率を向上さ
せ、熱効率の確保を図ることができるが、これらは過給
手段の組合せにより高出力化を図るものではない。更
に、ミラーサイクルで駆動するエンジンを装着した車両
は、制動時において通常のエンジンブレーキ力を示すの
みである。However, Japanese Patent Laid-Open No. 2-1.
Japanese Patent Laid-Open No. 19621 can improve startability at low rotation speed and output at high rotation speed, and can increase scavenging effect by increasing overlap of intake and exhaust using valve timing changing means. Since it is used in the entire engine rotation range, it is easy to cause a reduction in fuel consumption. Furthermore, JP-A-61
-106920 and Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-106918 disclose an engine driven by a Miller cycle. In particular, the engine is returned to the Otto cycle in a cold state to increase the temperature of the combustion chamber or to increase the temperature. It is possible to return to the Otto cycle at the time of high load rotation, improve the intake filling rate, and ensure thermal efficiency, but these do not aim at high output by combining supercharging means. Furthermore, a vehicle equipped with an engine driven by the Miller cycle only exhibits normal engine braking force during braking.

【０００６】即ち、通常のエンジンブレーキは単にエン
ジンのポンピング作用をブレーキ力として利用するもの
で、そのブレーキ力の大きさは排気量によって基本的に
決定される。このため、ミラーサイクルを採用し比較的
低排気量であって、過給機等の併用によって高出力化が
図られたエンジンの装着された車両では、走行時におい
て、通常のエンジンブレーキよりもより大きなブレーキ
力を発揮できるブレーキ装置を装着することが運転性や
安全性を向上させる上で望まれている。本発明の一の目
的はミラーサイクルが採用されたエンジンの発進性向上
や高出力化を燃費を悪化させることなく図れる過給機付
きエンジンの吸気制御装置を提供することにある。本発
明の他の目的は、十分なエンジンブレーキ力が得られる
過給機付きエンジンの吸気制御装置を提供することにあ
る。That is, a normal engine brake simply uses the pumping action of the engine as a braking force, and the magnitude of the braking force is basically determined by the displacement. For this reason, a vehicle equipped with an engine that has a relatively low displacement using the Miller cycle and has a high output due to the combined use of a supercharger etc. It is desired to install a brake device that can exert a large braking force in order to improve drivability and safety. An object of the present invention is to provide an intake control device for an engine with a supercharger, which can improve startability and output of an engine using a Miller cycle without deteriorating fuel efficiency. Another object of the present invention is to provide an intake control device for an engine with a supercharger that can obtain a sufficient engine braking force.

【０００７】[0007]

【課題を解決するための手段】上述の目的を達成するた
めに、一の発明は、エンジンの吸気通路に配設され排気
ガスにより駆動される容量可変型のターボ過給機、上記
吸気通路の上記ターボ過給機の下流に配設されエンジン
の駆動軸にクラッチを介して接離可能に連結される機械
式過給機、上記エンジンの吸気タイミングを変更し得る
吸気可変機構、上記エンジンの運転状態を検出する運転
状態検出手段、同運転状態検出手段の出力に応じて上記
ターボ過給機の容量、上記クラッチの接離及び上記吸気
可変機構の吸気タイミングを制御する制御手段とを備え
たことを特徴とする。In order to achieve the above object, one aspect of the present invention is to provide a variable capacity turbocharger which is disposed in an intake passage of an engine and is driven by exhaust gas. A mechanical supercharger disposed downstream of the turbocharger and connected to a drive shaft of an engine via a clutch so as to be separable, an intake variable mechanism capable of changing intake timing of the engine, and operation of the engine. And a control means for controlling the capacity of the turbocharger, the engagement / disengagement of the clutch, and the intake timing of the intake variable mechanism according to the output of the operation state detection means. Is characterized by.

【０００８】特許請求の範囲第１項に記載の過給機付き
エンジンの吸気制御装置は、上記運転状態検出手段が、
上記エンジンの回転数を検出する回転数センサ、上記エ
ンジンの負荷を検出する負荷センサ、及び上記エンジン
の冷却水温度を検出する温度センサを含み、上記制御手
段は上記エンジンの回転数、負荷、冷却水温度に応じた
上記ターボ過給機の容量、上記クラッチの接離及び上記
吸気可変機構の吸気タイミングの各々の設定値を記憶す
る制御マップを有し、上記各センサにより検出された上
記エンジンの回転数、負荷、及び冷却水温度に応じた上
記制御マップの設定値に基づき上記ターボ過給機の容
量、上記クラッチの接離及び上記吸気可変機構の吸気タ
イミングを制御することを特徴としても良い。In the intake control device for the engine with the supercharger according to the first aspect of the present invention, the operating state detecting means includes:
A rotation speed sensor that detects the rotation speed of the engine, a load sensor that detects the load of the engine, and a temperature sensor that detects the cooling water temperature of the engine, the control means, the rotation speed of the engine, load, cooling The turbocharger has a control map for storing the set values of the capacity of the turbocharger according to the water temperature, the engagement / disengagement of the clutch, and the intake timing of the intake variable mechanism, and the engine is detected by the sensors. The capacity of the turbocharger, the engagement / disengagement of the clutch, and the intake timing of the intake variable mechanism may be controlled based on the setting values of the control map according to the rotation speed, the load, and the cooling water temperature. .

【０００９】他の発明は、エンジンの吸気通路に配設さ
れ排気ガスにより駆動される容量可変型のターボ過給
機、上記吸気通路の上記ターボ過給機の下流に配設され
エンジンの駆動軸にクラッチを介して接離可能に連結さ
れる機械式過給機、上記エンジンの吸気タイミングを変
更し得る吸気可変機構、上記エンジンの運転状態を検出
する運転状態検出手段、同運転状態検出手段の出力に応
じて上記ターボ過給機の容量、上記クラッチの接離及び
上記吸気可変機構の吸気タイミングを制御する制御手
段、上記エンジンの少なくとも圧縮行程上死点近傍にお
いてエンジンシリンダ内の圧縮空気を排出する開閉手段
を備え、上記制御手段は上記運転状態検出手段によりエ
ンジンブレーキ状態と判断したときには、上記開閉手段
を作動し、更に上記吸気可変機構の閉時期を下死点近傍
とすると共に、上記ターボ過給機の容量を最小（容量可
変型のターボ過給機のノズル面積を最小）とし、且つ上
記クラッチを接続し上記機械式過給機が作動するように
制御することを特徴とする。Another aspect of the present invention is a variable capacity turbocharger arranged in an intake passage of an engine and driven by exhaust gas, and a drive shaft of the engine arranged in the intake passage downstream of the turbocharger. A mechanical supercharger connected to and disengaged via a clutch, an intake variable mechanism capable of changing the intake timing of the engine, an operating state detecting means for detecting an operating state of the engine, and an operating state detecting means Control means for controlling the capacity of the turbocharger, the engagement and disengagement of the clutch, and the intake timing of the intake variable mechanism according to the output, and discharging the compressed air in the engine cylinder at least near the top dead center of the compression stroke of the engine. The control means actuates the opening / closing means when the operation state detecting means determines that the engine is in a braking state, and further operates the suction means. The closing timing of the variable mechanism is set to near the bottom dead center, the capacity of the turbocharger is minimized (the nozzle area of the variable capacity turbocharger is minimized), and the clutch is connected to connect the mechanical supercharger. It is characterized in that the feeder is controlled to operate.

【００１０】特許請求の範囲第１項乃至第３項に記載の
過給機付きエンジンの吸気制御装置は、上記吸気可変機
構が、上記エンジンの出力軸によって回転されるカムに
より開閉駆動される吸気弁と、上記出力軸及び上記カム
の動力伝達経路中に介装され上記制御手段の制御信号に
応じて上記カムの位相を変更する位相変更手段とから成
ることを特徴としても良い。特許請求の範囲第１項乃至
第３項に記載の過給機付きエンジンの吸気制御装置は、
上記吸気可変機構が、上記エンジンの燃焼室に開口する
吸気ポートを開閉する吸気弁と、上記制御装置の制御信
号に応じて上記吸気弁を開閉駆動すると共に開閉位相を
制御する位相制御手段とから成ることを特徴としても良
い。特許請求の範囲第１項乃至第３項に記載の過給機付
きエンジンの吸気制御装置は、上記吸気可変機構が、上
記エンジンの出力軸によって回転されるカムにより開閉
駆動される吸気弁と、同吸気弁上流の上記吸気ポートに
設けられ上記吸気ポートを開閉するロータリーバルブ
と、上記制御手段の制御信号に応じて上記ロータリーバ
ルブを回転駆動すると共に位相を制御する位相制御手段
とから成ることを特徴としても良い。In the intake control device for an engine with a supercharger according to any one of claims 1 to 3, the intake variable mechanism is opened and closed by a cam rotated by an output shaft of the engine. It may be characterized in that it comprises a valve and phase changing means which is interposed in the power transmission path of the output shaft and the cam and changes the phase of the cam according to a control signal of the control means. An intake control device for an engine with a supercharger according to any one of claims 1 to 3,
The intake variable mechanism includes an intake valve that opens and closes an intake port that opens into a combustion chamber of the engine, and a phase control unit that drives the intake valve to open and close according to a control signal of the control device and controls an opening and closing phase. It may be characterized by being formed. An intake control device for an engine with a supercharger according to any one of claims 1 to 3, wherein the intake variable mechanism is an intake valve that is driven to open and close by a cam rotated by an output shaft of the engine, A rotary valve provided in the intake port upstream of the intake valve for opening and closing the intake port; and a phase control unit for rotationally driving the rotary valve and controlling the phase according to a control signal from the control unit. Good as a feature.

【００１１】特許請求の範囲第５項乃至第６項に記載の
過給機付きエンジンの吸気制御装置は、上記位相制御手
段が、モータにより構成されたことを特徴としても良
い。The intake control device for an engine with a supercharger according to any one of claims 5 to 6 may be characterized in that the phase control means is constituted by a motor.

【００１２】特許請求の範囲第１項乃至第３項に記載の
過給機付きエンジンの吸気制御装置は、上記吸気可変機
構が、上記エンジンの出力軸によって回転されるカムに
より開閉駆動される吸気弁と、同吸気弁上流の上記吸気
ポートに設けられ上記出力軸により回転されて上記吸気
ポートを開閉するロータリーバルブと、上記エンジンの
出力軸と上記ロータリーバルブとの動力伝達経路中に介
装された位相制御手段とから成ることを特徴としても良
い。In the intake control device for an engine with a supercharger according to any one of claims 1 to 3, the intake variable mechanism is opened and closed by a cam rotated by an output shaft of the engine. A valve, a rotary valve provided in the intake port upstream of the intake valve and rotated by the output shaft to open and close the intake port, and is interposed in a power transmission path between the output shaft of the engine and the rotary valve. And a phase control means.

【００１３】[0013]

【作用】一の発明は、容量可変型のターボ過給機、駆動
軸にクラッチを介して接離可能に連結される機械式過給
機、エンジンの吸気タイミングを変更し得る吸気可変機
構とを制御する制御手段が、運転状態検出手段の出力に
応じてターボ過給機の容量、クラッチの接離及び吸気可
変機構の吸気タイミングを制御するので、高出力運転制
御が容易化される。特に、制御手段がターボ過給機の容
量、クラッチの接離及び吸気可変機構の吸気タイミング
の各々の設定値を記憶する制御マップを用い、回転数セ
ンサからのエンジンの回転数、負荷センサからの負荷、
温度センサからの冷却水温度に応じた設定値を求め、こ
の設定値に基づきターボ過給機の容量、クラッチの接離
及び吸気可変機構の吸気タイミングを制御するので、高
出力運転制御がより容易化される。他の発明は、容量可
変型のターボ過給機、駆動軸にクラッチを介して接離可
能に連結される機械式過給機、エンジンの吸気タイミン
グを変更し得る吸気可変機構、圧縮行程上死点近傍にお
いてエンジンシリンダ内の圧縮空気を排出する開閉手段
とを制御する制御手段が、エンジンブレーキ状態と判断
すると、開閉手段を作動し、吸気可変機構の閉時期を下
死点近傍とすると共にターボ過給機の容量を最小、即ち
ノズル面積を最小とし、且つクラッチを接続し機械式過
給機が作動するように制御するので、エンジンブレーキ
制御が容易化される。According to one aspect of the present invention, there is provided a variable capacity turbocharger, a mechanical supercharger which is connected to a drive shaft via a clutch so that the turbocharger can be connected and separated, and an intake variable mechanism capable of changing the intake timing of the engine. Since the controlling means for controlling controls the capacity of the turbocharger, the engagement / disengagement of the clutch, and the intake timing of the intake variable mechanism in accordance with the output of the operating state detecting means, the high output operation control is facilitated. In particular, the control means uses a control map that stores the set values of the turbocharger capacity, the engagement / disengagement of the clutch, and the intake timing of the intake variable mechanism. load,
A set value according to the cooling water temperature from the temperature sensor is calculated, and the turbocharger capacity, clutch engagement / disengagement, and intake timing of the intake variable mechanism are controlled based on this set value, making it easier to control high-power operation. Be converted. Other inventions include a variable-capacity turbocharger, a mechanical supercharger that is connected to a drive shaft via a clutch so that the turbocharger can be connected and disconnected, an intake variable mechanism that can change the intake timing of an engine, and a top dead compression stroke. When the control means for controlling the opening / closing means for discharging the compressed air in the engine cylinder near the point determines that the engine is in the brake state, the opening / closing means is activated to bring the intake variable mechanism close timing to the bottom dead center and the turbo. Since the capacity of the supercharger is minimized, that is, the nozzle area is minimized, and the clutch is connected to control the mechanical supercharger to operate, engine brake control is facilitated.

【００１４】特に、特許請求の範囲第１項乃至第３項に
記載の装置内の吸気可変機構が、吸気弁と、制御手段の
制御信号に応じてカムの位相を変更する位相変更手段と
から成る場合も、高出力運転制御が容易化され、あるい
はエンジンブレーキ制御が容易化される。特に、特許請
求の範囲第１項乃至第３項に記載の装置内の吸気可変機
構が、吸気弁と、制御装置の制御信号に応じて吸気弁を
開閉駆動すると共に開閉位相を制御する位相制御手段と
から成る場合も、高出力運転制御が容易化され、あるい
はエンジンブレーキ制御が容易化される。特に、特許請
求の範囲第１項乃至第３項に記載の装置内の吸気可変機
構が、吸気弁と、同吸気弁上流のロータリーバルブと、
制御手段の制御信号に応じてロータリーバルブを回転駆
動すると共に位相を制御する位相制御手段とから成る場
合も、高出力運転制御が容易化され、あるいはエンジン
ブレーキ力の確保ができる。なお、この場合の位相制御
手段がモータにより構成されても同様の作用が得られ
る。特に、特許請求の範囲第１項乃至第３項に記載の装
置内の吸気可変機構が、吸気弁と、同吸気弁上流に設け
られ出力軸により回転されて吸気ポートを開閉するロー
タリーバルブと、出力軸とロータリーバルブとの動力伝
達経路中に介装された位相制御手段とから成る場合も、
高出力運転制御が容易化され、あるいはエンジンブレー
キ制御が容易化される。Particularly, the intake variable mechanism in the apparatus according to the first to third aspects of the invention comprises the intake valve and the phase changing means for changing the phase of the cam according to the control signal of the control means. Also in this case, the high output operation control is facilitated or the engine brake control is facilitated. In particular, a phase control in which an intake variable mechanism in the device according to claims 1 to 3 drives the intake valve and the intake valve to open and close according to a control signal of the control device and controls the opening and closing phase. Also in the case of including the means, the high output operation control is facilitated or the engine brake control is facilitated. In particular, the intake variable mechanism in the device according to claims 1 to 3 includes an intake valve, a rotary valve upstream of the intake valve,
Even when the rotary valve is driven in accordance with the control signal of the control means and the phase control means controls the phase, the high output operation control is facilitated or the engine braking force can be secured. The same operation can be obtained even if the phase control means in this case is constituted by a motor. In particular, an intake variable mechanism in the device according to claims 1 to 3 includes an intake valve, a rotary valve provided upstream of the intake valve and rotated by an output shaft to open and close the intake port, Also in the case of comprising the phase control means interposed in the power transmission path between the output shaft and the rotary valve,
High power operation control is facilitated, or engine brake control is facilitated.

【００１５】[0015]

【実施例】図１には本発明の一実施例としての過給機付
きエンジンの吸気制御装置を示した。この過給機付きエ
ンジンの吸気制御装置が装着されるディーゼルエンジン
（以後端にエンジンと記す）１はその本体内に複数のシ
リンダ２を収容する。各シリンダ２の燃焼室７には吸排
気バルブ３，４（図１６参照）を介してそれぞれ吸気ポ
ート５、排気ポート６が連通可能に形成される。各シリ
ンダの吸気ポート５は吸気マニホールド８を介して吸気
路９に連通し、各シリンダの排気ポート６は排気マニホ
ールド１０を介して排気路１１に連通する。吸気路９は
吸気マニホールド８に直結される機械式過給機２６及び
これと並設される逆流防止弁２７と、インタクーラ２５
と、ターボチャージャー１３のコンプレッサ１４を経て
延びる吸気管１２と、その先端のエアクリーナ１５とで
構成される。排気路１１は排気マニホールド１０に直結
されるターボチャージャー１３のタービン１７と、この
タービンより延出する排気管１６と、その先端のマフラ
ー１８とで構成される。FIG. 1 shows an intake control device for an engine with a supercharger as an embodiment of the present invention. A diesel engine (hereinafter referred to as an engine at the end) 1 to which the intake control device of the engine with a supercharger is attached houses a plurality of cylinders 2 in its main body. An intake port 5 and an exhaust port 6 are formed in the combustion chamber 7 of each cylinder 2 through intake and exhaust valves 3 and 4 (see FIG. 16) so that they can communicate with each other. The intake port 5 of each cylinder communicates with an intake passage 9 through an intake manifold 8, and the exhaust port 6 of each cylinder communicates with an exhaust passage 11 through an exhaust manifold 10. The intake passage 9 includes a mechanical supercharger 26 directly connected to the intake manifold 8, a check valve 27 installed in parallel with the mechanical supercharger 26, and an intercooler 25.
And an intake pipe 12 extending through a compressor 14 of a turbocharger 13 and an air cleaner 15 at its tip. The exhaust passage 11 is composed of a turbine 17 of a turbocharger 13 directly connected to the exhaust manifold 10, an exhaust pipe 16 extending from this turbine, and a muffler 18 at its tip.

【００１６】機械式過給機２６はエンジン１のクランク
シャフト２８の回転力をプーリ２９、電磁クラッチ３０
を介して受けて図示しない一対のロータをポンプ作動さ
せ、インタクーラ２５側のエアを吸気マニホールド８側
に圧送する。電磁クラッチ３０は後述のコントロールユ
ニット２４に接続され、オン出力によってクランクシャ
フト２８の回転力を機械式過給機２６に伝え、ポンプ作
動させることができる。機械式過給機２６に並設される
逆流防止弁２７は吸気管１２の断面中心より偏心した中
心軸を備える。このため、この弁体はその内の中心軸に
対して比較的大きな受圧面を持つ部分が、吸気管１２内
を逆流しようとする高圧エア圧を受けると、吸気路９を
閉鎖するように作動でき、流れを阻止するように自動的
に閉鎖状態に作動できる。インタクーラ２５はエンジン
１の前部に配備されターボチャージャー１３からの加圧
エアを空気冷却して吸気ポート側に送る周知の構成を採
る。The mechanical supercharger 26 applies the rotational force of the crankshaft 28 of the engine 1 to the pulley 29 and the electromagnetic clutch 30.
The pair of rotors (not shown) are pumped to receive the air from the intercooler 25 side to pump the air to the intake manifold 8 side. The electromagnetic clutch 30 is connected to a control unit 24, which will be described later, and can transmit the rotational force of the crankshaft 28 to the mechanical supercharger 26 by an ON output to operate the pump. The check valve 27 arranged in parallel with the mechanical supercharger 26 has a central axis eccentric from the center of the cross section of the intake pipe 12. Therefore, when the portion of the valve body having a relatively large pressure receiving surface with respect to the central axis therein receives the high-pressure air pressure that tries to flow backward in the intake pipe 12, it operates so as to close the intake passage 9. Yes, it can be automatically closed to block flow. The intercooler 25 is provided in the front part of the engine 1 and has a well-known configuration in which pressurized air from the turbocharger 13 is air-cooled and sent to the intake port side.

【００１７】ここで、ターボチャージャー１３は容積可
変型であり、図１、図２及び図５に示すように、タービ
ン１７はそのタービンブレード１７０を収容するスクロ
ール部内のノズル部１７１の全周に翼型断面のベーン１
７２を互いに所定間隔を介して分散配備するように構成
される。各ベーン１７２の回転軸１７３はケーシング１
７４の外部に延出して外側レバー１７５に一体結合され
る。各外側レバー１７５の回動端はリンク部１７６ａ，
１７６ｂを介してアクチュエータ１９に連結される。こ
こで、アクチュエータ１９は８ポジションエアシリンダ
であり、筒状のケーシング１９０内に第１、第２、第３
の各ピストン１９１，１９２，１９３を互いに相対移動
可能に収容する。これら３つのピストンは戻しばね１９
４で一端の基準位置に押圧付勢される。ここでケーシン
グ１９０の側壁には３つのポート１９５，１９６，１９
７が形成され、これらは第１、第２、第３の各開閉弁２
１，２２，２３を介して高圧エアタンク２０に連通可能
に設けられる。なお、第１、第２、第３の各開閉弁２
１，２２，２３の各ソレノイドは後述のコントロールユ
ニット２４に接続される。Here, the turbocharger 13 is of a variable volume type, and as shown in FIGS. 1, 2 and 5, the turbine 17 has blades all around the nozzle portion 171 in the scroll portion accommodating the turbine blade 170. Vane of mold section 1
72 are configured to be distributed and arranged at predetermined intervals. The rotating shaft 173 of each vane 172 is the casing 1
It extends to the outside of 74 and is integrally connected to the outer lever 175. The rotating end of each outer lever 175 has a link portion 176a,
It is connected to the actuator 19 via 176b. Here, the actuator 19 is an 8-position air cylinder, and the first, second, and third actuators are provided in the tubular casing 190.
Each of the pistons 191, 192, 193 is housed so as to be movable relative to each other. These three pistons have a return spring 19
At 4, the pressure is biased to the reference position at one end. Here, the side wall of the casing 190 has three ports 195, 196, 19
7 are formed, and these are the first, second, and third on-off valves 2
It is provided so as to be able to communicate with the high-pressure air tank 20 via 1, 22, and 23. The first, second and third on-off valves 2
The solenoids 1, 22, 23 are connected to a control unit 24 described later.

【００１８】ポート１９５（ポートＡ）は第１、第２の
各ピストン１９１，１９２間の圧力室Ｅａに、ポート１
９６（ポートＢ）は第２、第３の各ピストン１９２，１
９３間の圧力室Ｅｂに、ポート１９７（ポートＣ）は第
３ピストン１９３とシリンダ低壁１９８と間の圧力室Ｅ
ｃにそれぞれ連通する。更に、第１ピストン１９１は第
２ピストン１９２に対して間隔ａ（ここでは３ｍｍ）だ
け相対移動可能とする移動量規制部を備え、第２ピスト
ン１９２は第３ピストン１９３に対して間隔ｂ（ここで
は６ｍｍ）だけ相対移動可能とする移動量規制部を備
え、第３ピストン１９３はシリンダ低壁１９８に対して
間隔ｃ（ここでは１２ｍｍ）だけ相対移動可能とする移
動量規制部を備える。このため、第１、第２、第３の各
開閉弁２１，２２，２３をオンオフ操作して、図３に示
すようなモードでポートＡ，ポートＢ、ポートＣを選択
的にエア加圧〇、或いは大気開放×させることによっ
て、シリンダストローク、即ち、ノズル部１７のタービ
ンノズル面積φが大（シリンダストローク小）のモード
（図４に２点鎖線で示した位置）よりタービンノズル
面積φが小（シリンダストローク大）のモードに８段
階に切換え保持できる。The port 195 (port A) is provided in the pressure chamber Ea between the first and second pistons 191 and 192, and the port 1
96 (port B) is the second and third pistons 192, 1
In the pressure chamber Eb between 93, the port 197 (port C) is the pressure chamber E between the third piston 193 and the cylinder lower wall 198.
communicate with c respectively. Further, the first piston 191 is provided with a movement amount restricting portion that allows relative movement with respect to the second piston 192 by an interval a (here, 3 mm), and the second piston 192 has an interval b (here, an interval b with respect to the third piston 193). 6 mm), the third piston 193 is provided with a movement amount restricting unit that allows relative movement with respect to the cylinder lower wall 198 by an interval c (here, 12 mm). Therefore, the first, second, and third on-off valves 21, 22, 23 are turned on / off to selectively pressurize the ports A, B, and C in the mode as shown in FIG. Or by opening to the atmosphere x, the turbine nozzle area φ is smaller than that in the mode in which the cylinder nozzle, that is, the turbine nozzle area φ of the nozzle portion 17 is large (the cylinder stroke is small) (the position shown by the two-dot chain line in FIG. 4). It is possible to switch to and hold the mode of (large cylinder stroke) in 8 steps.

【００１９】なお、タービン１７はタービンの流入口と
流出口とを迂回する図示しないバイパス路を備えてもよ
い。このバイパス路の流出口側部位には周知のウエスト
ゲートバルブが配設され、その弁体は常閉付勢される。
しかも弁体は周知の過給圧コントロールアクチュエータ
に連結され、過過給状態ではコンプレッサエア圧を受け
て、ウエストゲートバルブがタービンの流入口エアを流
出口に迂回させるように構成される。ここでエンジン１
のシリンダヘッド１０１には吸気弁３及び排気弁４を開
閉駆動する吸気カム軸５２及び排気カム軸５３が収容さ
れ、これらは図示しない弁駆動系を介してクランクシャ
フト２８に連結される。ここでは特に、吸気カム軸５２
が図示しない吸気カムの位相を変更する位相変更手段５
４を介して図示しない弁駆動系に接続される。The turbine 17 may be provided with a bypass passage (not shown) that bypasses the inlet and outlet of the turbine. A well-known wastegate valve is arranged at the outlet side portion of the bypass passage, and the valve body is normally biased.
Moreover, the valve element is connected to a known supercharging pressure control actuator, and in the supercharging state, the wastegate valve receives the compressor air pressure to divert the inlet air of the turbine to the outlet. Engine 1 here
The cylinder head 101 accommodates an intake cam shaft 52 and an exhaust cam shaft 53 that drive the intake valve 3 and the exhaust valve 4 to open and close, and these are connected to the crankshaft 28 via a valve drive system (not shown). Here, in particular, the intake camshaft 52
Is a phase changing means 5 for changing the phase of the intake cam (not shown).
It is connected via 4 to a valve drive system (not shown).

【００２０】ここで位相変更手段５４は、弁駆動系側の
回転軸に対して吸気カム軸５２の回転角変位を所望量増
減調整することが可能な構成をとるものあれば良く、こ
こでは吸気カム軸５２の端部と図示しない弁駆動系側の
回転軸の端部とに互いに逆方向のスプラインを形成し、
これらに連続して外嵌される筒状摺動体を備え、その筒
状摺動体の内壁に両スプラインとそれぞれ係合する係合
部を形成すると共に筒状摺動体を軸方向に切換え移動さ
せる位相切換え用のアクチュエータ（図示せず）とを備
え、同アクチュエータがコントロールユニット２４によ
って切換え操作されるように構成される。ここではコン
トロールユニット２４からの３段階の出力によって吸気
弁の開閉タイミングは図１４に示すように、３つのバル
ブタイミングモードＡ，Ｂ，Ｃに選択的に切換えられる
ように設定される。即ち、バルブタイミングモードＡで
は吸気弁の遅閉じ角θｉが例えばＡＢＤＣ１００°と設
定され、バルブタイミングモードＢでは吸気弁の遅閉じ
角θｉが例えばＡＢＤＣ５０°と設定され、バルブタイ
ミングモードＣでは高圧縮比ε化を図る必要上吸気弁の
遅閉じ角θｉがＢＤＣと設定される。なお、バルブタイ
ミングモードＡでは燃焼室温度の上昇を抑えるべく低圧
縮比ε化を図る必要上、遅閉じ角θｉがＡＢＤＣ８０°
〜１２０°に設定されることが望ましく、モードＢでは
ＡＢＤＣ４０°〜６０°に設定されることが望ましい。Here, the phase changing means 54 may have any structure capable of increasing or decreasing the rotational angle displacement of the intake cam shaft 52 with respect to the rotary shaft on the valve drive system side by a desired amount. Splines in opposite directions are formed at the end of the cam shaft 52 and the end of the rotary shaft on the valve drive system side (not shown),
A cylindrical sliding body that is continuously fitted to these is provided, and an engaging portion that engages with both splines is formed on the inner wall of the cylindrical sliding body, and a phase for switching the cylindrical sliding body to move in the axial direction. A switching actuator (not shown) is provided, and the actuator is configured to be switched by the control unit 24. Here, the opening / closing timing of the intake valve is set so as to be selectively switched to the three valve timing modes A, B, and C by the three-stage output from the control unit 24, as shown in FIG. That is, in the valve timing mode A, the late closing angle θi of the intake valve is set to, for example, ABDC 100 °, in the valve timing mode B, the late closing angle θi of the intake valve is set to, for example, ABDC 50 °, and in the valve timing mode C, the high compression ratio is set. Since it is necessary to achieve ε, the late closing angle θi of the intake valve is set to BDC. In the valve timing mode A, the retarded closing angle θi is ABDC 80 ° because it is necessary to reduce the compression ratio ε in order to suppress the rise in the combustion chamber temperature.
It is desirable to set to 120 °, and it is desirable to set to ABDC 40 ° to 60 ° in mode B.

【００２１】コントロールユニット２４はマイクロコン
ピュータで要部が成り、双方向性バスにより相互に接続
されたＲＯＭ（リードオンメモリ）２４１、ＲＡＭ（ラ
ンダムアクセスメモリ）２４２、ＣＰＵ（マイクロプロ
セッサ）２４３、入力ポート２４４、出力ポート２４５
を備えるという周知のハード構成を採る。ここでの入力
ポート２４４には運転状態検出手段としてのエンジンの
回転数Ｎｅ信号を出力する回転数センサ３１、エンジン
の負荷Ｌ信号を出力する負荷センサ３２、エンジンの冷
却水温度ｗｔ信号を出力する温度センサ３３等が図示し
ないＡＤ変換器を介してそれぞれ接続される。他方、出
力ポート２４５には対応する図示しない駆動回路を介し
て電磁クラッチ３０、位相変更手段５４のアクチュエー
タ、第１、第２、第３の各開閉弁２１，２２，２３がそ
れぞれ接続される。ＲＯＭ（リードオンメモリ）２４１
は図６に示す吸気系制御プログラムや、図７乃至図９の
通常時の機械式過給機、可変ターボ及び吸気バルブ開度
の各運転状態設定マップや、図１０乃至図１２の冷態時
の機械式過給機、可変ターボ及び吸気バルブ開度の各運
転状態設定マップ等が記憶処理される。The control unit 24 is a main part of a microcomputer, and is a ROM (read-on memory) 241, a RAM (random access memory) 242, a CPU (microprocessor) 243, and an input port which are interconnected by a bidirectional bus. 244, output port 245
A well-known hardware configuration that is provided is adopted. The input port 244 here outputs a rotation speed sensor 31 that outputs an engine rotation speed Ne signal as a driving state detection unit, a load sensor 32 that outputs an engine load L signal, and an engine cooling water temperature wt signal. The temperature sensor 33 and the like are connected to each other via an AD converter (not shown). On the other hand, to the output port 245, the electromagnetic clutch 30, the actuator of the phase changing means 54, and the first, second and third on-off valves 21, 22, 23 are respectively connected via a corresponding drive circuit (not shown). ROM (Read-On Memory) 241
The intake system control program shown in FIG. 6, the operation state setting maps for the normal mechanical supercharger, the variable turbo and the intake valve opening shown in FIGS. 7 to 9, and the cold state shown in FIGS. 10 to 12. The operation state setting maps of the mechanical supercharger, variable turbo, and intake valve opening are stored.

【００２２】ここで図７の通常時の機械式過給機の運転
状態設定マップにおいて、Ｎｅ０はクランキング回転数
より若干上の回転数、Ｎｅ１はアイドル回転数より若干
下の回転数、Ｎｅ３は（Ｎｅｍａｘ：最大回転数）×
０．４、Ｌ１は（Ｌｍａｘ：最大負荷）×０．１（〜
０．３）に設定された。これによって、低回転時のトル
ク向上、高回転時の燃費悪化の防止を図っている。な
お、暖機済のアイドル時には機械式過給機２６をカット
する。図８の通常時のターボチャージャー１３の運転状
態設定マップにおいて、Ｎｅ２は０．３５×Ｎｅｍａ
ｘ、Ｎｅ４は０．４５×Ｎｅｍａｘ、Ｎｅ５は０．６×
Ｎｅｍａｘ、Ｎｅ６は０．７×Ｎｅｍａｘ、Ｎｅ７は
０．８×Ｎｅｍａｘ、Ｌ０は（０．１〜０．２）×Ｌｍ
ａｘ、Ｌ２は（０．４〜０．５）×Ｌｍａｘ、Ｌ３は
（０．６〜０．７）×Ｌｍａｘに設定された。このう
ち、領域ｅ１でのエンジンブレーキ時の充填効率を高
め、中高負荷の領域ｅ２では回転数の増加と共にタービ
ンノズル面積を徐々に大きくし、過過給に成らない範囲
で充填効率を高めるように設定した。Here, in the normal operating state setting map of the mechanical supercharger of FIG. 7, Ne0 is a rotational speed slightly above the cranking rotational speed, Ne1 is a rotational speed slightly below the idle rotational speed, and Ne3 is (Nemax: Maximum speed) ×
0.4, L1 is (Lmax: maximum load) x 0.1 (~
It was set to 0.3). As a result, torque is improved at low speeds and fuel consumption is prevented from deteriorating at high speeds. The mechanical supercharger 26 is cut when the engine is idle after warming up. In the normal operation state setting map of the turbocharger 13 in FIG. 8, Ne2 is 0.35 × Nema.
x, Ne4 is 0.45 × Nemax, Ne5 is 0.6 ×
Nemax and Ne6 are 0.7 × Nemax, Ne7 is 0.8 × Nemax, and L0 is (0.1 to 0.2) × Lm.
ax and L2 were set to (0.4 to 0.5) × Lmax, and L3 was set to (0.6 to 0.7) × Lmax. Of these, the filling efficiency during engine braking in the region e1 is increased, and in the medium and high load region e2, the turbine nozzle area is gradually increased as the rotation speed is increased, so that the filling efficiency is increased in a range that does not result in supercharging. Set.

【００２３】図９の通常時の吸気バルブ開度の運転状態
設定マップにおいて、領域ｅ３では高圧縮比ε化を図り
（図９にモードＣとして示した）、エンジンブレーキ強
化を図り、中高負荷の領域ｅ４では段階的に低圧縮比ε
化を図り（図９にモードＢ，Ａとして示した）、燃焼室
温度の上昇を抑えてノッキングの防止を図れるように設
定した。ここで図１０の冷態時の機械式過給機の運転状
態設定マップにおいてはアイドル時ｅ５にも暖機促進の
ため機械式過給機２６をオンする。図１１の冷態時のタ
ーボチャージャー１３の運転状態設定マップにおいては
中回転中負荷域ｅ６で高過給を実行させて暖機促進を図
る。図１２の冷態時の吸気バルブ開度の運転状態設定マ
ップにおいて、高回転高負荷領域ｅ７（図１２にモード
Ａとして示した）で低圧縮比ε化を図ってノッキングの
防止を行うと共に、その他の領域（図１２にモードＣと
して示した）では全て高圧縮比ε化を図り、暖機促進を
図れるように設定した。このようなコントロールユニッ
ト２４の制御処理を図６に示す吸気系制御ルーチンに沿
って説明する。In the operating state setting map of the intake valve opening at the normal time of FIG. 9, in the region e3, the high compression ratio ε is achieved (shown as mode C in FIG. 9), the engine brake is strengthened, and the medium and high loads are increased. In the region e4, the low compression ratio ε is gradually increased.
(Indicated as modes B and A in FIG. 9), the rise in the temperature of the combustion chamber is suppressed and knocking is prevented. Here, in the operation state setting map of the mechanical supercharger in the cold state in FIG. 10, the mechanical supercharger 26 is turned on to promote warm-up even at the idle time e5. In the operation state setting map of the turbocharger 13 in the cold state of FIG. 11, high supercharging is executed in the medium-rotation / medium-load range e6 to promote warm-up. In the operation state setting map of the intake valve opening degree in the cold state of FIG. 12, in order to prevent knocking by reducing the compression ratio ε in the high rotation and high load region e7 (shown as mode A in FIG. 12), In all other regions (shown as mode C in FIG. 12), the compression ratio ε was made high, and the setting was made so as to promote warm-up. The control process of the control unit 24 will be described with reference to the intake system control routine shown in FIG.

【００２４】図示しないメインスイッチのオン処理によ
ってコントロールユニット２４は燃料噴射制御等を含む
図示しない周知のメインルーチンを実行し、その途中で
図６の吸気系制御ルーチンに達する。ここで、エンジン
は図１３に示すように、吸気弁をクランク角ｎ位置で遅
閉じすることより圧縮ストロークＬｃを膨張ストローク
Ｌｄより短くして圧縮比εを膨張比と比べて下げ、燃焼
温度の上昇を抑え、同時に、機械式過給機２６及びター
ボチャージャー１３の働きで吸気管圧力を上げて充填効
率を高め、高圧縮を達成し、高トルク、高出力を達成で
きるミラーサイクル運転に入る。コントロールユニット
２４は各センサよりエンジン回転数Ｎｅ、負荷Ｌ、水温
ｗｔ等の検出信号を取り込み、得られたデータを所定の
エリアにストアする。ステップｓ２では水温ｗｔが暖機
判定用の値ｗｔ１を上回るか否か判断し、冷態時ではス
テップｓ３に、暖機時にはステップｓ４に進む。When the main switch (not shown) is turned on, the control unit 24 executes a well-known main routine (not shown) including fuel injection control and the like, and reaches the intake system control routine shown in FIG. 6 midway. Here, as shown in FIG. 13, the engine retards the intake stroke at the crank angle n position to make the compression stroke Lc shorter than the expansion stroke Ld to lower the compression ratio ε compared with the expansion ratio, thereby reducing the combustion temperature. At the same time, the mechanical supercharger 26 and the turbocharger 13 work to increase the intake pipe pressure to increase the charging efficiency, achieve high compression, and enter Miller cycle operation capable of achieving high torque and high output. The control unit 24 takes in detection signals such as the engine speed Ne, the load L, and the water temperature wt from each sensor, and stores the obtained data in a predetermined area. In step s2, it is determined whether or not the water temperature wt exceeds the warm-up determination value wt1, and the process proceeds to step s3 in the cold state and to step s4 in the warm-up state.

【００２５】ステップｓ３では図１０のマップに沿って
現在の回転数Ｎｅ及び負荷Ｌに応じた機械式過給機２６
のオンオフ判定をし、ステップｓ５では同判定状態に沿
った出力で機械式過給機２６の電磁クラッチ３０は駆動
する。さらにステップｓ６及びｓ７では図１１のターボ
チャージャー１３の運転状態設定マップに沿って現在の
回転数Ｎｅ及び負荷Ｌに応じた５段階のモード、、
、およびモードの一つを選択し、設定モードに応
じた出力で第１、第２、第３の各開閉弁２１，２２，２
３をオンオフ駆動し、ステップｓ８及びｓ９に進む。こ
こでは、図１２の冷態時の吸気バルブ開度の運転状態設
定マップに沿って現在の回転数Ｎｅ及び負荷Ｌに応じた
吸気弁のバルブタイミングモードＡあるいはＣの判定を
行い、設定モードを達成できる出力で位相変更手段５４
のアクチュエータを駆動し、吸気弁の遅閉じ角θｉを設
定モード相当に変更し、リターンする。In step s3, the mechanical supercharger 26 according to the current rotational speed Ne and the load L is shown in the map of FIG.
Is determined, and in step s5, the electromagnetic clutch 30 of the mechanical supercharger 26 is driven by the output according to the determination state. Further, in steps s6 and s7, a five-step mode according to the current rotation speed Ne and the load L is set along the operation state setting map of the turbocharger 13 in FIG.
, And one of the modes, and outputs the first, second, and third on-off valves 21, 22, 2 with an output according to the setting mode.
3 is turned on and off, and the process proceeds to steps s8 and s9. Here, the valve timing mode A or C of the intake valve is determined according to the current rotational speed Ne and the load L according to the operating state setting map of the intake valve opening in the cold state of FIG. 12, and the setting mode is set. Phase change means 54 with achievable output
The actuator is driven to change the retarding angle θi of the intake valve to a value corresponding to the setting mode, and the process returns.

【００２６】他方、ステップｓ２で暖機時としてステッ
プｓ４に進むと、ここでは、図７のマップに沿って現在
の回転数Ｎｅ及び負荷Ｌに応じた機械式過給機２６のオ
ンオフ判定をし、ステップｓ１０では同判定状態に沿っ
た出力で機械式過給機２６の電磁クラッチ３０は駆動す
る。さらにステップｓ１１及びｓ１２では図８のターボ
チャージャー１３の運転状態設定マップに沿って現在の
回転数Ｎｅ及び負荷Ｌに応じた８段階のモード乃至モ
ードの一つを選択し、設定モードに応じた出力で第
１、第２、第３の各開閉弁２１，２２，２３をオンオフ
駆動し、ステップｓ１３及びｓ１４に進む。ここでは、
図９の暖機時の吸気バルブ開度の運転状態設定マップに
沿って現在の回転数Ｎｅ及び負荷Ｌに応じた吸気弁のバ
ルブタイミングモードＡ、ＢあるいはＣの判定を行い、
設定モードを達成できる出力で位相変更手段５４のアク
チュエータを駆動し、吸気弁の遅閉じ角θｉを設定モー
ド相当に変更し、リターンする。On the other hand, when it is warmed up in step s2 and the process proceeds to step s4, it is determined whether the mechanical supercharger 26 is on or off according to the current rotation speed Ne and the load L according to the map of FIG. In step s10, the electromagnetic clutch 30 of the mechanical supercharger 26 is driven with an output according to the determination state. Further, in steps s11 and s12, one of eight modes or modes corresponding to the current rotation speed Ne and the load L is selected according to the operation state setting map of the turbocharger 13 in FIG. 8, and the output according to the setting mode is selected. Then, the first, second, and third on-off valves 21, 22, 23 are turned on / off, and the process proceeds to steps s13 and s14. here,
The valve timing mode A, B or C of the intake valve is determined according to the current rotational speed Ne and the load L according to the operating state setting map of the intake valve opening during warming up in FIG.
The actuator of the phase changing means 54 is driven with an output capable of achieving the setting mode, the retarding angle θi of the intake valve is changed to the setting mode equivalent, and the process returns.

【００２７】このように、図１に示した第１の実施例で
は、コントロールユニット２４から成る制御手段が図７
乃至図９の各マップに沿って、運転状態検出手段の出力
であるエンジン回転数Ｎｅ、負荷Ｌ及び冷却水温度ｗｔ
に応じた制御値を算出し、ターボチャージャーのタービ
ンノズル面積（容量）、機械式過給機２６の電磁クラッ
チ３０の接離及び吸気弁の遅閉じ角θｉ（吸気タイミン
グ）を制御値に切換え制御する。このため、図１に示し
た第１の実施例では、エンジンが位相変更手段５４の働
きによりミラーサイクルで運転されるので、燃焼室温度
を抑えＮＯXの発生を防止できる。特に、エンジン冷態
時には暖機促進がなされ、暖機完了時にはエンジン１が
燃焼室温度を抑えた上で、機械式過給機２６の働きが加
わり低回転時のトルクアップ及び発進性を向上でき、タ
ーボチャージャー１３の働きが加わり、高回転時の出力
アップを図れる。As described above, in the first embodiment shown in FIG. 1, the control means including the control unit 24 is shown in FIG.
Through the maps of FIG. 9 to FIG. 9, the engine speed Ne, the load L, and the cooling water temperature wt, which are the outputs of the operating state detecting means,
A control value is calculated according to the control value, and the turbine nozzle area (capacity) of the turbocharger, the engagement / disconnection of the electromagnetic clutch 30 of the mechanical supercharger 26, and the retarded closing angle θi (intake timing) of the intake valve are switched to control values. To do. Therefore, in the first embodiment shown in FIG. 1, the engine is operated in the Miller cycle by the action of the phase changing means 54, so that the combustion chamber temperature can be suppressed and the generation of NO X can be prevented. In particular, when the engine is cold, warm-up is promoted, and when warm-up is complete, the engine 1 suppresses the temperature of the combustion chamber, and the mechanical supercharger 26 acts to improve torque and startability at low speed. By adding the action of the turbocharger 13, the output can be increased at the time of high rotation.

【００２８】図１のエンジン１はその吸気カム軸５２を
クランクシャフトの１／２で回転すると共に吸気カムの
位相を変更する位相変更手段５４を弁駆動系（動力伝達
系）中に介装していたが、これに代えて、吸気カム軸５
２を回転駆動すると共にその回転角変位を増減調整でき
る電動モータ（図示せず）とその駆動回路とから成る位
相制御手段（図示せず）を用いても良い。この場合、コ
ントロールユニット２４は上述と同様の吸気バルブ開度
の運転状態設定マップ（図９，図１２参照）に沿って選
択したバルブタイミングモードＡ，Ｂ，Ｃ中の１つのモ
ードを達成できる角変位を組み込んで吸気カム軸５２が
回転駆動されることと成る。この場合も図１の装置と同
様の作用効果が得られる。図１５には本発明の他の実施
例を示した。この図１５のエンジン１ａは図１のエンジ
ン１と比べてエンジンブレーキを強化したパワータード
システム（トッピングブレーキ）ＰＴを装着した点以外
は同様の構成を採り、ここでは同一部材には同一符号を
付し、その重複説明を略す。In the engine 1 shown in FIG. 1, the intake cam shaft 52 is rotated by 1/2 of the crankshaft, and the phase changing means 54 for changing the phase of the intake cam is provided in the valve drive system (power transmission system). However, instead of this, the intake camshaft 5
It is also possible to use a phase control means (not shown) including an electric motor (not shown) capable of rotating and driving 2 and increasing / decreasing the rotational angular displacement thereof and a drive circuit thereof. In this case, the control unit 24 is capable of achieving one of the valve timing modes A, B, and C selected according to the same operation state setting map (see FIGS. 9 and 12) for the intake valve opening as described above. The intake cam shaft 52 is rotationally driven by incorporating the displacement. In this case as well, the same operational effects as the device of FIG. 1 can be obtained. FIG. 15 shows another embodiment of the present invention. The engine 1a shown in FIG. 15 has the same structure as that of the engine 1 shown in FIG. 1 except that a power tard system (topping brake) PT having an enhanced engine brake is mounted. Here, the same members are designated by the same reference numerals. However, the duplicate description is omitted.

【００２９】このパワータードシステム（トッピングブ
レーキ）ＰＴは、図１６乃至図１９に示すようにエンジ
ンの各シリンダ２に設けられ、燃焼室７を上死点近傍で
排気ポート６へ開放し、圧縮空気を排気路１１に排出さ
せるための排気バルブ開閉機構４４と同機構４４を駆動
する油圧路系Ｒｏ、油圧路Ａ内の油圧を高めるためのエ
キゾーストプッシュロッド７２（又はインレットプッシ
ュロッド）及び電子制御回路Ｒｅとで構成される。本図
は１シリンダ当たり吸排気バルブを各々２本づつ有する
４弁ヘッドで示してある。排気バルブ４の１つのシャフ
ト側端面に図１６に示すようにスレイブピストン４１が
当接するように、各燃焼室７にそれぞれ対向配備され、
パワータードアッセンブリ７０に摺動可能に装着され
る。スレイブピストン４１を駆動するための油圧路系Ｒ
ｏには、エンジンオイルの高圧ポート７１１と低圧ポー
ト７１２を電気的に切り替えるソレノイドバルブ７１と
スレイブピストン４１を制御するためのチェックバルブ
３８１付きのコントロールバルブ３８及びエキゾースト
プッシュロッド７２（又はインレットプッシュロッド）
で当該ブレーキ作用を発生させるときに作動するマスタ
ピストン７３が取付けられている。This power tard system (topping brake) PT is provided in each cylinder 2 of the engine as shown in FIGS. 16 to 19, opens the combustion chamber 7 to the exhaust port 6 in the vicinity of the top dead center, and compresses the compressed air. Exhaust valve opening / closing mechanism 44 for discharging the exhaust gas to the exhaust passage 11, a hydraulic passage system Ro for driving the mechanism 44, an exhaust push rod 72 (or an inlet push rod) for increasing the hydraulic pressure in the hydraulic passage A, and an electronic control circuit And Re. This drawing shows a four-valve head having two intake and exhaust valves per cylinder. As shown in FIG. 16, the one end of the exhaust valve 4 on the shaft side is arranged so as to oppose each combustion chamber 7 so that the slave piston 41 abuts,
It is slidably mounted on the power assembly 70. Hydraulic path system R for driving the slave piston 41
In o, a solenoid valve 71 for electrically switching the high pressure port 711 and the low pressure port 712 of the engine oil, a control valve 38 with a check valve 381 for controlling the slave piston 41, and an exhaust push rod 72 (or an inlet push rod).
A master piston 73 that operates when the braking action is generated is attached.

【００３０】電子制御回路Ｒｅによって、ソレノイドバ
ルブは切り替え操作される。この電子制御回路Ｒｅは電
源４８に対して、図示しないクラッチの接時にオンする
クラッチスイッチ４９、エキゾーストブレーキが必要な
時手動でオンされるエキゾーストブレーキスイッチ４
６、エンジンの図示しないアクセルペダルが開放状態で
オンするアクセルスイッチ５１、更にパワータードシス
テムを作動させるエンジン回転数領域（例えばＮｅ≧Ｎ
ｅ2）でオンするパワータードコントローラ４５および
パワータードスイッチ５０を備える。このパワータード
コントローラ４５はコントロールユニット２４と信号の
授受を行うように構成される。なお、コントロールユニ
ット２４の入力ポートには図示しないブレーキペダルの
踏込み時にブレーキ信号Ｓｂを出力するブレーキスイッ
チ３４も接続される。The solenoid valve is switched by the electronic control circuit Re. The electronic control circuit Re is a clutch switch 49 which is turned on when a clutch (not shown) is connected to the power source 48, and an exhaust brake switch 4 which is manually turned on when an exhaust brake is required.
6, an accelerator switch 51 that is turned on when an accelerator pedal (not shown) of the engine is opened, and an engine speed range for operating the power system (for example, Ne ≧ N
The power-tard controller 45 and the power-tard switch 50 that are turned on at e 2 ) are provided. The power controller 45 is configured to exchange signals with the control unit 24. A brake switch 34 that outputs a brake signal Sb when the brake pedal (not shown) is depressed is also connected to the input port of the control unit 24.

【００３１】また、アクセルスイッチ５１からの配線は
分岐されて、エア弁３７に接続され、排気ブレーキ状態
になるとエア弁３７が開となり高圧エアタンク２０から
の高圧エアが排気ブレーキシリンダ３９にエア管３９１
を通して送られ、この時排気ブレーキ弁４３は閉の状態
に作動される。ここで、パワータードシステムがオンの
状態になった時の各部の作動について説明する。この時
ソレノイドバルブ７１はパワータードスイッチ５０から
の信号により開き、エンジンオイル高圧ポート７１２が
開き（低圧ポート７１１は閉じる）油圧がコントロール
バルブ３８のチェックバルブ３８１を押し上げ、油圧路
Ａにエンジンオイルを供給する。Further, the wiring from the accelerator switch 51 is branched and connected to the air valve 37. When the exhaust brake state is established, the air valve 37 is opened and the high pressure air from the high pressure air tank 20 is fed to the exhaust brake cylinder 39 in the air pipe 391.
Through which the exhaust brake valve 43 is closed. Here, the operation of each part when the power system is turned on will be described. At this time, the solenoid valve 71 is opened by a signal from the power switch 50, the engine oil high pressure port 712 is opened (the low pressure port 711 is closed), and the hydraulic pressure pushes up the check valve 381 of the control valve 38 to supply the engine oil to the hydraulic passage A. To do.

【００３２】このためマスタピストン７３はエキゾース
トプッシュロッド７２（又はインレットプッシュロッ
ド）に接触するまで押し下げられる。同時にマスタピス
トン７３はエキゾーストプッシュロッド７２（又はイン
レットプッシュロッド）により押し上げられ、油圧路Ａ
に油圧を発生させる。このため、コントロールバルブ３
８のチェックバルブ３８１は閉じ、スレイブピストン４
１を介してエキゾーストバルブ４の片方が開く。次にパ
ワータードシステムがオフの状態になった時は、ソレノ
イドバルブ７１は閉じており、エンジンオイル高圧ポー
ト７１２からのエンジンオイルを遮断する。このため、
コントロールバルブ３８はバルブスプリング３８２に押
し下げられ、油圧路Ａの油圧を下げる。同時にマスタピ
ストン７３は、フラットスプリング７４に押し上げら
れ、エキゾーストプッシュロッド７２（又はインレット
プッシュロッド）から離れた状態となり、エキゾースト
バルブ４を圧縮上死点近傍で開くための油圧は発生しな
い。Therefore, the master piston 73 is pushed down until it comes into contact with the exhaust push rod 72 (or the inlet push rod). At the same time, the master piston 73 is pushed up by the exhaust push rod 72 (or the inlet push rod), and the hydraulic passage A
To generate hydraulic pressure. Therefore, the control valve 3
The check valve 381 of No. 8 is closed and the slave piston 4
One of the exhaust valves 4 is opened via 1. Next, when the power system is turned off, the solenoid valve 71 is closed to shut off the engine oil from the engine oil high pressure port 712. For this reason,
The control valve 38 is pushed down by the valve spring 382 to lower the hydraulic pressure in the hydraulic passage A. At the same time, the master piston 73 is pushed up by the flat spring 74 and separated from the exhaust push rod 72 (or the inlet push rod), and no hydraulic pressure is generated to open the exhaust valve 4 near the compression top dead center.

【００３３】このようなパワータードシステム（トッピ
ングブレーキ）ＰＴを装備したエンジン１ａは、エンジ
ンブレーキ時以外には、図１のエンジン１と同様に、コ
ントロールユニット２４がエンジン回転数Ｎｅ、負荷Ｌ
及び冷却水温度ｗｔに応じた制御値を算出し、ターボチ
ャージャーのタービンノズル面積（容量）、機械式過給
機２６の電磁クラッチ３０の接離及び吸気弁の遅閉じ角
θｉ（吸気タイミング）を制御値に切換え制御する。以
下の作動をもとに、ブレーキ力の働きを各コンポーネン
トとの組合せで説明する。図１７の実線の場合は、排気
ブレーキオン操作のみの場合のブレーキ力を表す。ブレ
ーキ力は図１７のインジケータ線図の低圧側において、
エキゾーストバルブ４３が閉じられることにより排気圧
力Ｐｅが上昇し、ブースト圧力Ｐｂとの圧力差（ポンピ
ング損失）に相当するエンジンブレーキ力が得られる。
これに対して、パワータードスイッチ５０がオン状態に
なると、圧縮上死点近傍で、スレイブヒスト４１がエキ
ゾーストバルブ４を押し下げ、燃焼室７が排気ポート６
を通じて排気路１１に開放されるためにシリンダ内の圧
力を図１７の２点鎖線のように膨張行程で低下すること
により、負の仕事がなされる。このようにして、吸排気
行程時及び圧縮膨張行程時の各負の仕事によりエンジン
は排気ブレーキ及びパワータードの両ブレーキ力を働か
せることと成る。In the engine 1a equipped with such a powered system (topping brake) PT, the control unit 24 has the engine rotation speed Ne and the load L in the same manner as the engine 1 of FIG. 1 except during engine braking.
And a control value according to the cooling water temperature wt to calculate the turbine nozzle area (capacity) of the turbocharger, the engagement / disconnection of the electromagnetic clutch 30 of the mechanical supercharger 26, and the retarded closing angle θi (intake timing) of the intake valve. Control is switched to the control value. The action of the braking force will be described in combination with each component based on the following operation. The solid line in FIG. 17 represents the braking force when only the exhaust brake ON operation is performed. The braking force is on the low pressure side of the indicator diagram in FIG.
By closing the exhaust valve 43, the exhaust pressure Pe rises, and an engine braking force equivalent to the pressure difference (pumping loss) from the boost pressure Pb is obtained.
On the other hand, when the power switch 50 is turned on, the slave hist 41 pushes down the exhaust valve 4 in the vicinity of the compression top dead center, and the combustion chamber 7 moves to the exhaust port 6
Negative work is performed by lowering the pressure in the cylinder in the expansion stroke as shown by the chain double-dashed line in FIG. In this manner, the engine exerts both the braking force of the exhaust brake and the braking force of the power tard due to each negative work during the intake and exhaust strokes and the compression and expansion strokes.

【００３４】これに対し、図１５のエンジン１ａは、ブ
レーキ時においてターボチャージャー１３及び位相変更
手段５４の働きで高ブースト化及び高圧縮比化を図る。
即ち、この無負荷で中高回転域となるブレーキ時には、
ターボチャージャー１３のタービンノズル面積φが絞ら
れ（図４、図５参照）高過給が成され、高ブースト圧化
により充填効率が高められる。しかも、ブレーキ時にお
いて位相変更手段５４が領域ｅ３（ＢＤＣで吸気弁閉
じ）を保持して高圧縮比ε化を図り（図９、図１２参
照）、ＴＤＣ近傍での筒内圧Ｐｃを通常筒内圧Ｐａより
高める。このため、図１９に示すように、吸排気行程時
及び圧縮膨張行程時の各負の仕事が比較的大きく成り、
パワータード及び排気ブレーキの両ブレーキ力が高ブー
スト圧化によりより強化されて働くことと成る。なお、
図１８には、パワータード処理がなされず、高ブースト
圧化及び排気ブレーキ処理のみが行われた場合の負の仕
事（ブレーキ力）を示した。On the other hand, in the engine 1a shown in FIG. 15, the turbocharger 13 and the phase changing means 54 work to achieve a high boost and a high compression ratio during braking.
In other words, during this no-load braking in the middle and high rpm range,
The turbine nozzle area φ of the turbocharger 13 is reduced (see FIGS. 4 and 5) to achieve high supercharging, and the boosting pressure is increased to enhance the charging efficiency. Moreover, during braking, the phase changing means 54 maintains the region e3 (the intake valve is closed by BDC) to achieve a high compression ratio ε (see FIGS. 9 and 12), and the in-cylinder pressure Pc in the vicinity of TDC is the normal in-cylinder pressure. Increase above Pa. Therefore, as shown in FIG. 19, each negative work during the intake / exhaust stroke and the compression / expansion stroke becomes relatively large,
Both the braking force of the power tard and the exhaust brake will work more strongly by increasing the boost pressure. In addition,
FIG. 18 shows the negative work (brake force) in the case where only the boost pressure increase and the exhaust brake process are performed without performing the power tard process.

【００３５】このように図１５のエンジン１ａは、走行
時にはミラーサイクルで運転され、燃焼室温度を抑えＮ
ＯXの発生を防止でき、エンジン冷態時には暖機促進が
なされ、暖機完了時にはエンジン１ａが燃焼室温度を抑
えた上で、機械式過給機２６の働きが加わり低回転時の
トルクアップ及び発進性を向上でき、ターボチャージャ
ー１３の働きが加わり、高回転時の出力アップを図れ
る。特に、パワータード及び排気ブレーキ処理に基づく
ブレーキ時には、吸排気行程時及び圧縮膨張行程時の各
負の仕事が高ブースト圧化、高圧縮比化によりより強化
されて働くことと成り、図１５のエンジン１ａは十分に
大きなブレーキ力を発揮できることと成る。図１５のエ
ンジン１ａはその吸気カム軸５２をクランクシャフトの
１／２で回転すると共に吸気カムの位相を変更する位相
変更手段５４を弁駆動系（動力伝達系）中に介装してい
たが、これに代えて、吸気カム軸５２を回転駆動すると
共にその回転角変位を増減調整できる電動モータ（図示
せず）とその駆動回路とから成る位相制御手段（図示せ
ず）を用いても良い。この場合、コントロールユニット
２４は上述と同様の吸気バルブ開度の運転状態設定マッ
プ（図９，図１２参照）に沿って選択したバルブタイミ
ングモードＡ，Ｂ，Ｃ中の１つのモードを達成できる角
変位を組み込んで吸気カム軸５２を回転駆動させること
と成る。この場合も図１５の装置と同様の作用効果が得
られる。As described above, the engine 1a shown in FIG. 15 is operated in a Miller cycle during traveling to suppress the temperature of the combustion chamber to N
The generation of O X can be prevented, the warm-up is promoted when the engine is in a cold state, and when the warm-up is completed, the engine 1a suppresses the temperature of the combustion chamber, and the mechanical supercharger 26 works to increase the torque at low speed. Also, the startability can be improved, the action of the turbocharger 13 is added, and the output can be increased at high speed. In particular, during braking based on power tard and exhaust brake processing, each negative work during the intake / exhaust stroke and the compression / expansion stroke will work more strongly due to the higher boost pressure and the higher compression ratio. 1a can exhibit a sufficiently large braking force. In the engine 1a of FIG. 15, the intake cam shaft 52 is rotated by 1/2 of the crankshaft and the phase changing means 54 for changing the phase of the intake cam is provided in the valve drive system (power transmission system). Instead of this, a phase control means (not shown) including an electric motor (not shown) capable of rotationally driving the intake cam shaft 52 and increasing / decreasing the rotational angular displacement thereof and a drive circuit thereof may be used. . In this case, the control unit 24 is capable of achieving one of the valve timing modes A, B, and C selected according to the intake valve opening degree operation state setting map (see FIGS. 9 and 12) similar to that described above. By incorporating the displacement, the intake camshaft 52 is driven to rotate. Also in this case, the same effect as that of the device of FIG. 15 can be obtained.

【００３６】図２０には本発明の他の実施例を示した。
この図２０のエンジン１ｂは図１５のエンジン１ａと比
べて位相変更手段５４に代えて位相制御手段Ｃ１を備え
る点でのみ相違し、それ以外は同様の構成を採り、ここ
では同一部材には同一符号を付し、その重複説明を略
す。位相制御手段Ｃ１は各シリンダ２の燃焼室７より延
びる吸気ポートを開閉するロータリーバルブ５６と、そ
のロータリーバルブ５６を回転駆動すると共に位相を制
御する位相制御モータ５５とその駆動回路５５１を含む
コントロールユニット２４とで構成される。ロータリー
バルブ５６は図２０、図２１に示すように、吸気マニホ
ールド８の各多岐管を連続して貫通する回転軸５８と、
この回転軸に一体的に結合されて各多岐管の吸気路をそ
れぞれ開閉する回転弁５７とで形成され、その両端部は
ベアリング５９によって吸気マニホールド８側に枢支さ
れる。回転軸５８の一端は位相制御モータ５５に連結さ
れる。位相制御モータ５５は回転軸５８を回転駆動する
と共にその回転角変位を増減調整できる。FIG. 20 shows another embodiment of the present invention.
The engine 1b shown in FIG. 20 is different from the engine 1a shown in FIG. 15 only in that a phase control means C1 is provided instead of the phase changing means 54, and otherwise the same configuration is adopted. Here, the same members are the same. The reference numerals are given and the duplicated explanation is omitted. The phase control means C1 includes a rotary valve 56 that opens and closes an intake port extending from the combustion chamber 7 of each cylinder 2, a phase control motor 55 that rotationally drives the rotary valve 56 and controls the phase, and a control unit including a drive circuit 551 thereof. And 24. As shown in FIGS. 20 and 21, the rotary valve 56 includes a rotary shaft 58 that continuously penetrates each manifold of the intake manifold 8, and
It is formed of a rotary valve 57 that is integrally connected to this rotary shaft and that opens and closes the intake passages of the manifolds, and both ends thereof are pivotally supported by bearings 59 on the intake manifold 8 side. One end of the rotary shaft 58 is connected to the phase control motor 55. The phase control motor 55 can rotate and drive the rotating shaft 58 and can increase / decrease the rotational angle displacement thereof.

【００３７】このような位相制御モータ５５とこれに駆
動されるロータリーバルブ５６とから成る位相制御手段
Ｃ１を装備したエンジン１ｂは、図１５のエンジン１ａ
と同様に、走行時にはミラーサイクルで運転され、燃焼
室温度を抑えＮＯXの発生を防止でき、エンジン冷態時
には暖機促進がなされ、暖機完了時にはエンジン１ａが
燃焼室温度を抑えた上で、機械式過給機２６の働きが加
わり低回転時のトルクアップ及び発進性を向上でき、タ
ーボチャージャー１３の働きが加わり、高回転時の出力
アップを図れる。特に、パワータード及び排気ブレーキ
処理に基づくブレーキ時には、吸排気行程時及び圧縮膨
張行程時の各負の仕事が高ブースト圧化、高圧縮比化に
よりより強化されて働くことと成る。特にエンジン１ｂ
は吸気弁３が一定の開弁角θｉｂ（図２２参照）で開閉
作動すると共に、位相制御手段Ｃ１が実開弁角θｒ（図
２２参照）を規制する。即ち、現在のエンジン回転数Ｎ
ｅ、負荷Ｌ及び冷却水温度ｗｔに応じたバルブタイミン
グモードＡｒ，Ｂｒ，Ｃｒが、ここでも図１４の開弁角
と同様の吸気開弁角θｒ（＝ＢＤＣ，ＢＤＣ＋５０°，
ＢＤＣ＋１００°として設定された。ここでもコントロ
ールユニット２４ｂは運転状態情報よりモードを選択
し、同目標モードを達成できる角変位を組み込んだ出力
で位相制御モータ５５を介しロータリーバルブ５６を回
転駆動すると共に位相を制御できる。The engine 1b equipped with the phase control means C1 comprising the phase control motor 55 and the rotary valve 56 driven by the phase control motor 55 is the engine 1a shown in FIG.
Similarly to the above, when the vehicle is running, it is operated in the Miller cycle to suppress the temperature of the combustion chamber and prevent the generation of NO X. When the engine is cold, the warm-up is promoted, and when the warm-up is completed, the engine 1a suppresses the temperature of the combustion chamber. The function of the mechanical supercharger 26 is added to improve torque and startability at low speed, and the function of the turbocharger 13 is added to increase output at high speed. In particular, during braking based on power tard and exhaust brake processing, each negative work during the intake / exhaust stroke and compression / expansion stroke will be strengthened by the higher boost pressure and the higher compression ratio. Especially engine 1b
The intake valve 3 opens and closes at a constant valve opening angle θib (see FIG. 22), and the phase control means C1 regulates the actual valve opening angle θr (see FIG. 22). That is, the current engine speed N
The valve timing modes Ar, Br, Cr corresponding to e, the load L, and the cooling water temperature wt are again the intake valve opening angle θr (= BDC, BDC + 50 °, which is the same as the valve opening angle in FIG. 14).
It was set as BDC + 100 °. In this case as well, the control unit 24b selects a mode from the operating state information, and rotationally drives the rotary valve 56 via the phase control motor 55 with an output incorporating angular displacement capable of achieving the target mode and controls the phase.

【００３８】この場合は、特に位相制御手段の位相制御
モータ５５はロータリーバルブ５６と共に吸気マニホー
ルド８に装着されるのみで良く、図１５のエンジン１ａ
の位相変更手段５４と比較して後付けが容易で、実施が
容易化される。図２３には本発明の他の実施例を示し
た。この図２３のエンジン１ｃは図２０のエンジン１ｂ
と比べて位相制御手段Ｃ１に代えて位相制御手段Ｃ２を
備える点でのみ相違し、それ以外は同様の構成を採り、
ここでは同一部材には同一符号を付し、その重複説明を
略す。位相制御手段Ｃ２は各吸気ポートを開閉するロー
タリーバルブ５６と、クランクシャフト２８及びロータ
リーバルブ５６を結ぶ弁駆動系（動力伝達経路）に介装
されロータリーバルブ５６の回転角位相を制御する位相
変更手段６０とその駆動回路６０１を含むコントロール
ユニット２４ｃとで構成される。In this case, in particular, the phase control motor 55 of the phase control means need only be mounted on the intake manifold 8 together with the rotary valve 56, and the engine 1a shown in FIG.
Compared with the phase changing means 54, the retrofitting is easier and the implementation is easier. FIG. 23 shows another embodiment of the present invention. The engine 1c of FIG. 23 is the engine 1b of FIG.
Compared with the above, only the point that a phase control means C2 is provided instead of the phase control means C1 is adopted, and otherwise the same configuration is adopted,
Here, the same members are denoted by the same reference numerals, and duplicate description thereof is omitted. The phase control means C2 is interposed between a rotary valve 56 that opens and closes each intake port and a valve drive system (power transmission path) that connects the crankshaft 28 and the rotary valve 56, and a phase changing means that controls the rotational angle phase of the rotary valve 56. 60 and a control unit 24c including a drive circuit 601 thereof.

【００３９】ここで位相変更手段６０は、弁駆動系側の
回転軸に対して回転軸５８の回転角変位を所望量増減調
整することが可能な構成を採るものであれば良く、ここ
では回転軸５８の端部と図示しない弁駆動系側の回転軸
の端部とに互いに逆方向のスプラインを形成し、これら
に連続して外嵌される筒状摺動体を備え、その筒状摺動
体の内壁に両スプラインとそれぞれ係合する係合部を形
成すると共に筒状摺動体を軸方向に切換え移動させる位
相切換え用のアクチュエータ（図示せず）とを備え、同
アクチュエータが駆動回路６０１を介しコントロールユ
ニット２４ｃによって切換え操作されるように構成され
る。ここではコントロールユニット２４ｃからの３段階
の出力によってロータリーバルブ５６の開閉タイミング
は上述の図２２に示すと同様の３つのバルブタイミング
モードＡｒ，Ｂｒ，Ｃｒに選択的に切換えられるように
構成される。このような位相変更手段６０とこれに駆動
されるロータリーバルブ５６とから成る位相制御手段Ｃ
２を装備したエンジン１ｃは、図２０のエンジン１ｂと
同様に、走行時にはミラーサイクルで運転され、燃焼室
温度を抑えＮＯXの発生を防止でき、エンジン冷態時に
は暖機促進がなされ、暖機完了時にはエンジン１ｃが燃
焼室温度を抑えた上で、機械式過給機２６の働きが加わ
り低回転時のトルクアップ及び発進性を向上でき、ター
ボチャージャー１３の働きが加わり、高回転時の出力ア
ップを図れる。特に、パワータード及び排気ブレーキ処
理に基づくブレーキ時には、吸排気行程時及び圧縮膨張
行程時の各負の仕事が高ブースト圧化、高圧縮比化によ
りより強化されて働くことと成る。Here, the phase changing means 60 may be of any structure as long as it can adjust the rotational angular displacement of the rotary shaft 58 with respect to the rotary shaft on the valve drive system side by a desired amount. Spline in opposite directions is formed at the end of the shaft 58 and the end of the rotary shaft on the side of the valve drive system (not shown), and a tubular slide body continuously fitted on these splines is provided. And an actuator (not shown) for switching the phase that axially switches and moves the tubular slide body, and the actuator is provided with a drive circuit 601. The control unit 24c is configured to be switched. Here, the opening / closing timing of the rotary valve 56 is selectively switched to the three valve timing modes Ar, Br, Cr similar to those shown in FIG. 22 by the three-stage output from the control unit 24c. Phase control means C comprising such phase changing means 60 and rotary valve 56 driven by this
Like the engine 1b of FIG. 20, the engine 1c equipped with 2 is operated in the Miller cycle during traveling, can suppress the temperature of the combustion chamber and prevent the generation of NO X , and is warmed up when the engine is in a cold state. At the time of completion, the engine 1c suppresses the combustion chamber temperature, and the mechanical supercharger 26 is added to improve torque and startability at low speed, and the turbocharger 13 is added to output at high speed. Can be up. In particular, during braking based on power tard and exhaust brake processing, each negative work during the intake / exhaust stroke and compression / expansion stroke will be strengthened by the higher boost pressure and the higher compression ratio.

【００４０】特にエンジン１ｃは吸気弁３が一定の開弁
角θｉｂ（図２２参照）で開閉作動すると共に、位相制
御手段Ｃ２が実開弁角θｒ（図２２参照）を規制する。
即ち、ここでもコントローラ２４ｃは吸気バルブ開度の
運転状態設定マップ（図９，図１２参照）に沿って、現
在のエンジン回転数Ｎｅ、負荷Ｌ及び冷却水温度ｗｔに
応じたバルブタイミングモードを選択し、同目標モード
を達成できる角変位を組み込んだ出力で位相変更手段６
０を駆動制御できる。この場合も位相制御手段Ｃ２の位
相変更手段６０はロータリーバルブ５６と共に吸気マニ
ホールド８に装着されるのみで良く、図１５のエンジン
１ａの位相変更手段５４と比較して後付けが容易で、実
施が容易化される。上述のところにおいて、エンジンは
ディーゼルエンジンとして説明したが、本発明をガソリ
ンエンジンに適用しても良く、この場合も同様の作用効
果が得られると共に、燃焼室温度を抑えることは、ガソ
リンエンジンにとって有害なガソリンノックをも防止出
来る利点がある。Particularly, in the engine 1c, the intake valve 3 opens and closes at a constant valve opening angle θib (see FIG. 22), and the phase control means C2 regulates the actual valve opening angle θr (see FIG. 22).
That is, also here, the controller 24c selects the valve timing mode according to the current engine speed Ne, the load L, and the cooling water temperature wt along the operation state setting map of the intake valve opening degree (see FIGS. 9 and 12). Then, the phase changing means 6 is provided with an output incorporating an angular displacement capable of achieving the same target mode.
0 can be drive-controlled. Also in this case, the phase changing means 60 of the phase control means C2 need only be mounted on the intake manifold 8 together with the rotary valve 56, and can be easily retrofitted and easily implemented as compared with the phase changing means 54 of the engine 1a in FIG. Be converted. In the above description, the engine is described as a diesel engine, but the present invention may be applied to a gasoline engine, and in this case as well, the same operation and effect can be obtained, and suppressing the combustion chamber temperature is harmful to the gasoline engine. There is an advantage that you can prevent the gasoline knock.

【００４１】[0041]

【発明の効果】以上のように、第１の発明によれば、運
転状態検出手段の出力に応じて容量可変型のターボ過給
機の容量、機械式過給機のクラッチの接離及び吸気可変
機構の吸気タイミングを制御するので、高トルク、高出
力運転が可能となる。As described above, according to the first aspect of the present invention, the capacity of the variable capacity turbocharger, the engagement / disengagement of the clutch of the mechanical supercharger, and the intake air according to the output of the operating state detecting means. Since the intake timing of the variable mechanism is controlled, high torque and high output operation are possible.

【００４２】特に、制御手段がターボ過給機の容量、ク
ラッチの接離及び吸気可変機構の吸気タイミングの各々
の設定値を記憶する制御マップを用い、エンジンの回転
数、負荷、冷却水温度に応じた設定値に基づきターボ過
給機の容量、クラッチの接離及び吸気可変機構の吸気タ
イミングを制御するので、高出力運転が可能となる。In particular, the control means uses a control map that stores the set values of the turbocharger capacity, the clutch engagement / disengagement, and the intake timing of the intake variable mechanism to determine the engine speed, load, and cooling water temperature. Since the capacity of the turbocharger, the engagement / disengagement of the clutch, and the intake timing of the intake variable mechanism are controlled based on the set value according to the set value, high output operation becomes possible.

【００４３】他の発明によれば、運転状態検出手段の出
力に応じて容量可変型のターボ過給機の容量、機械式過
給機のクラッチの接離及び吸気可変機構の吸気タイミン
グを制御し、圧縮行程上死点近傍においてエンジンシリ
ンダ内の圧縮空気を排出するので、高トルク、高出力運
転制御が容易化され、しかもターボ過給機の容量を最
小、即ちノズル面積を最小とし、機械式過給機が作動す
るように制御するので、十分なエンジンブレーキ力の強
化ができる。特に、吸気可変機構が吸気弁とカムの位相
を変更する位相変更手段とから成る場合も、高出力運転
制御が容易化され、あるいはエンジンブレーキ力の強化
ができる。特に、吸気可変機構が吸気弁と、吸気弁の開
閉位相を制御する位相制御手段とから成る場合も、高出
力運転制御が容易化され、あるいはエンジンブレーキ力
の強化ができる。特に、吸気可変機構が吸気弁と、ロー
タリーバルブと、ロータリーバルブを回転駆動すると共
に位相を制御する位相制御手段とから成る場合も、高出
力運転が容易化され、あるいはエンジンブレーキ力の確
保ができる。なお、この場合の位相制御手段がモータに
より構成されても同様の効果が得られる。特に、吸気可
変機構が吸気弁と、ロータリーバルブと、出力軸とロー
タリーバルブとの動力伝達経路中に介装された位相制御
手段とから成る場合も、高出力運転制御が容易化され、
あるいはエンジンブレーキ力を強化できる。According to another aspect of the invention, the capacity of the variable capacity turbocharger, the engagement / disengagement of the clutch of the mechanical supercharger, and the intake timing of the intake variable mechanism are controlled according to the output of the operating state detecting means. Since the compressed air in the engine cylinder is discharged in the vicinity of the top dead center of the compression stroke, high torque and high power operation control is facilitated, and the turbocharger capacity is minimized, that is, the nozzle area is minimized. Since the supercharger is controlled to operate, the engine braking force can be sufficiently strengthened. Particularly when the intake variable mechanism is composed of the intake valve and the phase changing means for changing the phase of the cam, the high output operation control can be facilitated or the engine braking force can be strengthened. Particularly when the intake variable mechanism is composed of the intake valve and the phase control means for controlling the opening / closing phase of the intake valve, the high output operation control can be facilitated or the engine braking force can be strengthened. In particular, even when the intake variable mechanism is composed of an intake valve, a rotary valve, and a phase control unit that rotationally drives the rotary valve and controls the phase, high output operation can be facilitated or engine braking force can be secured. . Even if the phase control means in this case is configured by a motor, the same effect can be obtained. In particular, even when the intake variable mechanism is composed of an intake valve, a rotary valve, and a phase control means interposed in the power transmission path between the output shaft and the rotary valve, high power operation control is facilitated,
Alternatively, the engine braking force can be strengthened.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】本発明に係る過給機付きエンジンの吸気制御装
置の全体構成図である。FIG. 1 is an overall configuration diagram of an intake control device for an engine with a supercharger according to the present invention.

【図２】図１のエンジン中のターボチャージャーのター
ビン部分とそのアクチュエータの要部拡大断面図であ
る。2 is an enlarged cross-sectional view of a main part of a turbine portion of a turbocharger in the engine of FIG. 1 and its actuator.

【図３】図１のエンジン中のターボチャージャーの容量
切換えモードの説明図である。3 is an explanatory diagram of a capacity switching mode of a turbocharger in the engine of FIG.

【図４】図１のエンジン中のターボチャージャーのター
ビンの容量切換え説明図である。FIG. 4 is an explanatory diagram of capacity switching of a turbine of a turbocharger in the engine of FIG.

【図５】図１のエンジン中のターボチャージャーのター
ビンの要部断面図である。5 is a cross-sectional view of a main part of a turbine of a turbocharger in the engine of FIG.

【図６】図１のエンジンのコントロールユニットが行う
吸気系制御ルーチンのフローチャートである。6 is a flowchart of an intake system control routine executed by a control unit of the engine shown in FIG.

【図７】図１のエンジンのコントロールユニットが用い
る機械式過給機の通常時運転域制御マップの特性線図で
ある。7 is a characteristic diagram of a normal operating range control map of the mechanical supercharger used by the control unit of the engine of FIG. 1. FIG.

【図８】図１のエンジンのコントロールユニットが用い
るターボチャージャーの通常時運転域制御マップの特性
線図である。8 is a characteristic diagram of a normal operation range control map of a turbocharger used by the control unit of the engine of FIG.

【図９】図１のエンジンのコントロールユニットが用い
る吸気タイミングの通常時運転域制御マップの特性線図
である。9 is a characteristic diagram of a normal operation range control map of intake timing used by the control unit of the engine of FIG.

【図１０】図１のエンジンのコントロールユニットが用
いる機械式過給機の冷態時運転域制御マップの特性線図
である。10 is a characteristic diagram of a cold operating range control map of the mechanical supercharger used by the control unit of the engine of FIG. 1. FIG.

【図１１】図１のエンジンのコントロールユニットが用
いるターボチャージャーの冷態時運転域制御マップの特
性線図である。11 is a characteristic diagram of a cold operating range control map of a turbocharger used by the engine control unit of FIG. 1. FIG.

【図１２】図１のエンジンのコントロールユニットが用
いる吸気タイミングの冷態時運転域制御マップの特性線
図である。12 is a characteristic diagram of a cold operating range control map of intake timing used by the control unit of the engine of FIG. 1. FIG.

【図１３】図１のエンジンの行うミラーサイクル時の筒
内圧特性線図である。13 is a cylinder pressure characteristic diagram during a mirror cycle performed by the engine of FIG. 1. FIG.

【図１４】図１のエンジンの吸気弁の開弁角説明図であ
る。FIG. 14 is an explanatory view of a valve opening angle of an intake valve of the engine of FIG.

【図１５】本発明の他の実施例としての過給機付きエン
ジンの吸気制御装置の全体構成図である。FIG. 15 is an overall configuration diagram of an intake control device for an engine with a supercharger as another embodiment of the present invention.

【図１６】図１５の過給機付きエンジンで用いるパワー
タードシステム（トッピングブレーキ）の全体構成図で
ある。16 is an overall configuration diagram of a power tard system (topping brake) used in the supercharged engine of FIG.

【図１７】図１５の過給機付きエンジンがパワータード
のみによって示す負の仕事を説明する筒内圧線図であ
る。FIG. 17 is an in-cylinder pressure diagram illustrating the negative work that the engine with the supercharger of FIG. 15 shows only by the power tard.

【図１８】図１５の過給機付きエンジンが高ブースト、
排気ブレーキ処理を行う場合の負の仕事を説明する筒内
圧線図である。FIG. 18: The boosted engine of FIG. 15 has a high boost,
It is a cylinder pressure line diagram explaining negative work at the time of performing exhaust brake processing.

【図１９】図１５の過給機付きエンジンが高ブースト、
パワータード、排気ブレーキ処理を行う場合の負の仕事
を説明する筒内圧線図である。FIG. 19 shows a high boost of the supercharged engine of FIG.
It is an in-cylinder pressure line diagram explaining a negative work when performing a power tard and exhaust brake processing.

【図２０】本発明の他の実施例としての過給機付きエン
ジンの吸気制御装置の全体構成図である。FIG. 20 is an overall configuration diagram of an intake control device for an engine with a supercharger as another embodiment of the present invention.

【図２１】図２０の過給機付きエンジン内のロータリー
バルブ５６を説明するための概略断面図である。21 is a schematic cross-sectional view for explaining a rotary valve 56 in the engine with the supercharger of FIG.

【図２２】図２０の過給機付きエンジンの吸気弁の開弁
角説明図である。22 is an explanatory view of a valve opening angle of an intake valve of the engine with the supercharger shown in FIG. 20.

【図２３】本発明の他の実施例としての過給機付きエン
ジンの吸気制御装置の全体構成図である。FIG. 23 is an overall configuration diagram of an intake control device for an engine with a supercharger as another embodiment of the present invention.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ エンジン １ａ エンジン １ｂ エンジン １ｃ エンジン ２ シリンダ ３ 吸気弁 ４ 排気弁 ８ 吸気マニホールド ９ 吸気路 １１ 排気路 １２ 吸気管 １３ ターボチャージャー １４ コンプレッサ １６ 排気管 １７ タービン １９ アクチュエータ ２０ エアタンク ２１ 第１の開閉弁 ２２ 第２の開閉弁 ２３ 第３の開閉弁 ２４ コントロールユニット ２４ａ コントロールユニット ２４ｂ コントロールユニット ２４ｃ コントロールユニット ２６ 機械式過給機 ２８ クランクシャフト ３０ 電磁クラッチ ３１ 回転センサ ３２ 負荷センサ ３３ 水温センサ ３７ 第２エア弁 ３８ コントロールバルブ ４１ スレイブピストン ４２ 第３弁 ４３ 排気ブレーキ ４５ パワータードコントローラ ５４ 位相変更手段 ５５ 位相制御モータ ５６ ロータリーバルブ ５８ 回転軸 ６０ 位相変更手段 Ｃ１ 位相制御手段 Ｃ２ 位相制御手段 1 engine 1a engine 1b engine 1c engine 2 cylinder 3 intake valve 4 exhaust valve 8 intake manifold 9 intake passage 11 exhaust passage 12 intake pipe 13 turbocharger 14 compressor 16 exhaust pipe 17 turbine 19 actuator 20 air tank 21 first opening / closing valve 22 second 2 open / close valve 23 3rd open / close valve 24 control unit 24a control unit 24b control unit 24c control unit 26 mechanical supercharger 28 crankshaft 30 electromagnetic clutch 31 rotation sensor 32 load sensor 33 water temperature sensor 37 second air valve 38 control Valve 41 Slave piston 42 Third valve 43 Exhaust brake 45 Power tard controller 54 Phase changing means 55 Phase control motor 56 Rotary bar Bed 58 rotary shaft 60 phase changing means C1 phase control means C2 phase control means

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 庁内整理番号 ＦＩ 技術表示箇所 Ｆ０２Ｂ 39/12 9332−3Ｇ Ｆ０２Ｄ 13/02 Ｂ 23/00 Ｋ ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (51) Int.Cl. 6 Identification code Office reference number FI technical display location F02B 39/12 9332-3G F02D 13/02 B 23/00 K

Claims (8)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】エンジンの吸気通路に配設され排気ガスに
より駆動される容量可変型のターボ過給機、上記吸気通
路の上記ターボ過給機の下流に配設されエンジンの駆動
軸にクラッチを介して接離可能に連結される機械式過給
機、上記エンジンの吸気タイミングを変更し得る吸気可
変機構、上記エンジンの運転状態を検出する運転状態検
出手段、同運転状態検出手段の出力に応じて上記ターボ
過給機の容量、上記クラッチの接離及び上記吸気可変機
構の吸気タイミングを制御する制御手段とを備えたこと
を特徴とする過給機付きエンジンの吸気制御装置。1. A variable capacity turbocharger disposed in an intake passage of an engine and driven by exhaust gas, and a clutch mounted on a drive shaft of the engine disposed downstream of the turbocharger in the intake passage. A mechanical supercharger that can be connected to and disconnected from the engine via a variable air intake mechanism that can change the intake timing of the engine, an operating state detecting unit that detects the operating state of the engine, and an output of the operating state detecting unit. And a control means for controlling the capacity of the turbocharger, engagement / disengagement of the clutch, and intake timing of the intake variable mechanism. 【請求項２】上記運転状態検出手段が、上記エンジンの
回転数を検出する回転数センサ、上記エンジンの負荷を
検出する負荷センサ、及び上記エンジンの冷却水温度を
検出する温度センサを含み、上記制御手段は上記エンジ
ンの回転数、負荷、冷却水温度に応じた上記ターボ過給
機の容量、上記クラッチの接離及び上記吸気可変機構の
吸気タイミングの各々の設定値を記憶する制御マップを
有し、上記各センサにより検出された上記エンジンの回
転数、負荷、及び冷却水温度に応じた上記制御マップの
設定値に基づき上記ターボ過給機の容量、上記クラッチ
の接離及び上記吸気可変機構の吸気タイミングを制御す
ることを特徴とする特許請求の範囲第１項に記載の過給
機付きエンジンの吸気制御装置。2. The operating condition detection means includes a rotation speed sensor for detecting the rotation speed of the engine, a load sensor for detecting the load of the engine, and a temperature sensor for detecting the cooling water temperature of the engine, The control means has a control map that stores set values of the engine speed, the load, the capacity of the turbocharger according to the cooling water temperature, the engagement / disengagement of the clutch, and the intake timing of the intake variable mechanism. However, the capacity of the turbocharger, the engagement / disengagement of the clutch, and the intake variable mechanism based on the set values of the control map according to the engine speed, load, and cooling water temperature detected by the sensors. The intake control device for an engine with a supercharger according to claim 1, wherein the intake timing of the engine is controlled. 【請求項３】エンジンの吸気通路に配設され排気ガスに
より駆動される容量可変型のターボ過給機、上記吸気通
路の上記ターボ過給機の下流に配設されエンジンの駆動
軸にクラッチを介して接離可能に連結される機械式過給
機、上記エンジンの吸気タイミングを変更し得る吸気可
変機構、上記エンジンの運転状態を検出する運転状態検
出手段、同運転状態検出手段の出力に応じて上記ターボ
過給機の容量、上記クラッチの接離及び上記吸気可変機
構の吸気タイミングを制御する制御手段、上記エンジン
の少なくとも圧縮行程上死点近傍においてエンジンシリ
ンダ内の圧縮空気を排出する開閉手段を備え、上記制御
手段は上記運転状態検出手段によりエンジンブレーキ状
態と判断したときには、上記開閉手段を作動し、更に上
記吸気可変機構の閉時期を下死点近傍とすると共に、上
記ターボ過給機の容量を最小（容量可変型のターボ過給
機のノズル面積を最小）とし、且つ上記クラッチを接続
し上記機械式過給機が作動するように制御することを特
徴とする過給機付きエンジンの吸気制御装置。3. A variable capacity turbocharger disposed in an intake passage of an engine and driven by exhaust gas, and a clutch disposed on a drive shaft of the engine disposed downstream of the turbocharger in the intake passage. A mechanical supercharger that can be connected to and disconnected from the engine via a variable air intake mechanism that can change the intake timing of the engine, an operating state detecting unit that detects the operating state of the engine, and an output of the operating state detecting unit. Control means for controlling the capacity of the turbocharger, engagement / disengagement of the clutch, and intake timing of the intake variable mechanism, and opening / closing means for discharging compressed air in the engine cylinder at least near the top dead center of the compression stroke of the engine. The control means actuates the opening / closing means when the operating state detecting means determines that the engine is in a braking state, and further controls the intake variable mechanism. The time is near the bottom dead center, the capacity of the turbocharger is minimized (the nozzle area of the variable capacity turbocharger is minimized), and the clutch is connected to operate the mechanical turbocharger. An intake control device for an engine with a supercharger, which is characterized in that it is controlled as follows. 【請求項４】上記吸気可変機構が、上記エンジンの出力
軸によって回転されるカムにより開閉駆動される吸気弁
と、上記出力軸及び上記カムの動力伝達経路中に介装さ
れ上記制御手段の制御信号に応じて上記カムの位相を変
更する位相変更手段とから成ることを特徴とする特許請
求の範囲第１項乃至第３項に記載の過給機付きエンジン
の吸気制御装置。4. The intake variable mechanism is interposed between an intake valve which is opened and closed by a cam rotated by an output shaft of the engine, and a power transmission path of the output shaft and the cam, and is controlled by the control means. An intake control device for an engine with a supercharger according to any one of claims 1 to 3, further comprising a phase changing means for changing the phase of the cam according to a signal. 【請求項５】上記吸気可変機構が、上記エンジンの燃焼
室に開口する吸気ポートを開閉する吸気弁と、上記制御
装置の制御信号に応じて上記吸気弁を開閉駆動すると共
に開閉位相を制御する位相制御手段とから成ることを特
徴とする特許請求の範囲第１項乃至第３項に記載の過給
機付きエンジンの吸気制御装置。5. The variable intake mechanism opens and closes an intake valve that opens and closes an intake port that opens into a combustion chamber of the engine, and opens and closes the intake valve according to a control signal from the control device and controls an opening and closing phase. An intake control device for an engine with a supercharger according to any one of claims 1 to 3, characterized in that it comprises a phase control means. 【請求項６】上記吸気可変機構が、上記エンジンの出力
軸によって回転されるカムにより開閉駆動される吸気弁
と、同吸気弁上流の上記吸気ポートに設けられ上記吸気
ポートを開閉するロータリーバルブと、上記制御手段の
制御信号に応じて上記ロータリーバルブを回転駆動する
と共に位相を制御する位相制御手段とから成ることを特
徴とする特許請求の範囲第１項乃至第３項に記載の過給
機付きエンジンの吸気制御装置。6. The intake variable mechanism includes an intake valve which is opened and closed by a cam rotated by an output shaft of the engine, and a rotary valve which is provided in the intake port upstream of the intake valve and opens and closes the intake port. 4. The supercharger according to claim 1, further comprising: a phase control unit that rotationally drives the rotary valve and controls a phase according to a control signal of the control unit. Intake control device for engine. 【請求項７】上記位相制御手段が、モータにより構成さ
れたことを特徴とする特許請求の範囲第５項乃至第６項
に記載の過給機付きエンジンの吸気制御装置。7. The intake control device for an engine with a supercharger according to claim 5, wherein the phase control means is composed of a motor. 【請求項８】上記吸気可変機構が、上記エンジンの出力
軸によって回転されるカムにより開閉駆動される吸気弁
と、同吸気弁上流の上記吸気ポートに設けられ上記出力
軸により回転されて上記吸気ポートを開閉するロータリ
ーバルブと、上記エンジンの出力軸と上記ロータリーバ
ルブとの動力伝達経路中に介装された位相制御手段とか
ら成ることを特徴とする特許請求の範囲第１項乃至第３
項に記載の過給機付きエンジンの吸気制御装置。8. The intake variable mechanism is an intake valve that is opened and closed by a cam rotated by an output shaft of the engine, and is rotated by the output shaft provided in the intake port upstream of the intake valve to rotate the intake valve. 4. A rotary valve for opening and closing a port, and a phase control means provided in a power transmission path between the output shaft of the engine and the rotary valve.
Intake control device for an engine with a supercharger according to item.
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