JPH0791984B2 - 過給機付エンジンの吸気装置 - Google Patents
過給機付エンジンの吸気装置Info
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- JPH0791984B2 JPH0791984B2 JP1278232A JP27823289A JPH0791984B2 JP H0791984 B2 JPH0791984 B2 JP H0791984B2 JP 1278232 A JP1278232 A JP 1278232A JP 27823289 A JP27823289 A JP 27823289A JP H0791984 B2 JPH0791984 B2 JP H0791984B2
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- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
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- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
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Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は過給機付エンジンであって、幾何学的圧縮比を
高圧縮比としたエンジンの吸気装置に関するものであ
る。
高圧縮比としたエンジンの吸気装置に関するものであ
る。
（従来技術） 従来から、エンジンの吸気充填量を高めるため、過給機
によって吸気を過給するようしたエンジンは種々知られ
ており（例えば実開昭56−171630号公報参照）、過給機
としては、排気ガスで駆動されるターボ過給機、エンジ
ン出力軸で駆動される機械式過給機等で知られている。
によって吸気を過給するようしたエンジンは種々知られ
ており（例えば実開昭56−171630号公報参照）、過給機
としては、排気ガスで駆動されるターボ過給機、エンジ
ン出力軸で駆動される機械式過給機等で知られている。
ところで、従来の過給機付エンジンでは、圧縮比を高く
すると高過給領域でノッキングが生じ易くなるため、エ
ンジンの幾何学的圧縮比は8.5以下の比較的低い値に設
定されていたが、圧縮比を低くすると、エンジンのサイ
クル効率が低下する傾向がある。また、過給機付エンジ
ンにおいては高過給時に排気温度の過度の上昇を抑制し
て排気系の信頼性を確保する必要があり、このため従来
は、高速高負荷時に空燃比をリッチにすることにより排
気温度を引下げるようにしていたが、このようにすると
出力上の要求量より余分に燃料が供給されることとな
る。
すると高過給領域でノッキングが生じ易くなるため、エ
ンジンの幾何学的圧縮比は8.5以下の比較的低い値に設
定されていたが、圧縮比を低くすると、エンジンのサイ
クル効率が低下する傾向がある。また、過給機付エンジ
ンにおいては高過給時に排気温度の過度の上昇を抑制し
て排気系の信頼性を確保する必要があり、このため従来
は、高速高負荷時に空燃比をリッチにすることにより排
気温度を引下げるようにしていたが、このようにすると
出力上の要求量より余分に燃料が供給されることとな
る。
これらの事情により、従来の過給機付エンジンでは燃費
が充分に改善されておらず、とくに高速高負荷域での燃
費が高くなり、このような点についての対策が要求され
ていた。
が充分に改善されておらず、とくに高速高負荷域での燃
費が高くなり、このような点についての対策が要求され
ていた。
そこで、本出願人により、従来の過給機付エンジンに対
して、幾何学的圧縮比を大きく設定するとともに、吸気
弁閉時期を遅く設定し、この構成によって、有効圧縮比
が適度に抑えられながら膨張比が稼がれることにより、
耐ノック性を良好に保つとともに、空燃比のリッチ化に
頼らずに排気温度の過度上昇を防止して、エンジン信頼
性および燃費を改善し、さらには低、中負荷域でのポン
ピングロス低減による燃費改善をもたらす過給機付エン
ジンが先に提案されている（特開昭63−239312号公報参
照）。
して、幾何学的圧縮比を大きく設定するとともに、吸気
弁閉時期を遅く設定し、この構成によって、有効圧縮比
が適度に抑えられながら膨張比が稼がれることにより、
耐ノック性を良好に保つとともに、空燃比のリッチ化に
頼らずに排気温度の過度上昇を防止して、エンジン信頼
性および燃費を改善し、さらには低、中負荷域でのポン
ピングロス低減による燃費改善をもたらす過給機付エン
ジンが先に提案されている（特開昭63−239312号公報参
照）。
このような吸気弁閉時期が遅い（以下、吸気遅閉じとい
う）過給機付エンジンにあっては、吸気遅閉じによって
過給機の吐出側吸気通路の圧力が上昇し、もって、機械
式過給機付エンジンの場合には、過給機駆動のための馬
力損失が増大するとともに、過給機の体積効率も低下す
る傾向にあり、またターボ過給機付エンジンの場合に
は、過給量が減少する傾向にある。そのため、従来より
高出力化を狙って広く採用されているエンジン高回転域
で慣性効果を生じさせ得る独立吸気通路の形状（例え
ば、通路を湾曲させて通路長を比較的に長く設定した形
状や、通路長に対する通路横断面積の割合を比較的に大
きく設定した形状等）をそのままこの吸気遅閉じの過給
機付エンジンに生かすことで、エンジン高回転域での慣
性効果による過給機の吐出側吸気通路圧力を低下させ、
機械式過給機付エンジンの場合には、過給機の背圧低減
による過給機駆動の馬力損失低減、ならびに過給機の吸
入側と吐出側の吸気圧力比が小さくなることによる過給
機の体積効率アップが図れ、またターボ過給機付エンジ
ンの場合には、一定過給圧条件下（例えばウェストゲー
トバルブによって過給圧が一定に調整されている条件
下）において過給量アップが図れ、これらによりエンジ
ン高出力化が考えられる。
う）過給機付エンジンにあっては、吸気遅閉じによって
過給機の吐出側吸気通路の圧力が上昇し、もって、機械
式過給機付エンジンの場合には、過給機駆動のための馬
力損失が増大するとともに、過給機の体積効率も低下す
る傾向にあり、またターボ過給機付エンジンの場合に
は、過給量が減少する傾向にある。そのため、従来より
高出力化を狙って広く採用されているエンジン高回転域
で慣性効果を生じさせ得る独立吸気通路の形状（例え
ば、通路を湾曲させて通路長を比較的に長く設定した形
状や、通路長に対する通路横断面積の割合を比較的に大
きく設定した形状等）をそのままこの吸気遅閉じの過給
機付エンジンに生かすことで、エンジン高回転域での慣
性効果による過給機の吐出側吸気通路圧力を低下させ、
機械式過給機付エンジンの場合には、過給機の背圧低減
による過給機駆動の馬力損失低減、ならびに過給機の吸
入側と吐出側の吸気圧力比が小さくなることによる過給
機の体積効率アップが図れ、またターボ過給機付エンジ
ンの場合には、一定過給圧条件下（例えばウェストゲー
トバルブによって過給圧が一定に調整されている条件
下）において過給量アップが図れ、これらによりエンジ
ン高出力化が考えられる。
（発明が解決しようとする課題） しかしながら、上記構成においては、実際にはエンジン
高回転域での高出力化は図れないばかりか、燃費悪化を
招くという新たな問題が生じる。
高回転域での高出力化は図れないばかりか、燃費悪化を
招くという新たな問題が生じる。
すなわち、エンジン高負荷高回転域においては、機械式
過給機の駆動馬力損失の低減ならびに体積効率アップ、
もしくはターボ過給機の過給量アップによる出力増大の
見込み分以上に、吸気弁閉時期前の吸気慣性作用によっ
て引き起こされる断熱圧縮作用に伴う出力低下分が大き
いことによるもので、気筒内温度上昇によって耐ノック
性が低下することに基づく点火時期の遅角によって、出
力低下、および燃費率が低下し、結果的に最高馬力の増
大が図れないばかりか、燃費悪化を招くという新たな問
題が生じる。
過給機の駆動馬力損失の低減ならびに体積効率アップ、
もしくはターボ過給機の過給量アップによる出力増大の
見込み分以上に、吸気弁閉時期前の吸気慣性作用によっ
て引き起こされる断熱圧縮作用に伴う出力低下分が大き
いことによるもので、気筒内温度上昇によって耐ノック
性が低下することに基づく点火時期の遅角によって、出
力低下、および燃費率が低下し、結果的に最高馬力の増
大が図れないばかりか、燃費悪化を招くという新たな問
題が生じる。
本発明は斯かる諸点に鑑みてなされたもので、その目的
は、本来の吸気遅閉じ作用をそのまま生かした上で、熱
効率を向上させ、高出力化（馬力向上）と低燃費化の双
方を達成することにある。
は、本来の吸気遅閉じ作用をそのまま生かした上で、熱
効率を向上させ、高出力化（馬力向上）と低燃費化の双
方を達成することにある。
（課題を解決するための手段） 上記目的の達成のため、エンジンの幾何学的圧縮比を従
来の過給機付エンジンに比べて高くし、その分、吸気遅
閉じ構成とした上で、各気筒毎の独立吸気通路形状を、
最大馬力を生むエンジン高回転領域では慣性効果が発生
することのないよう設定している。
来の過給機付エンジンに比べて高くし、その分、吸気遅
閉じ構成とした上で、各気筒毎の独立吸気通路形状を、
最大馬力を生むエンジン高回転領域では慣性効果が発生
することのないよう設定している。
具体的には、エンジンの幾何学的圧縮比を8.5以上の高
圧縮比に設定するとともに、吸気弁がバルブリフト量1m
mの位置まで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時期
を、下死点よりクランク角で50deg以上遅れた時期に設
定する一方、一端が各気筒の燃焼室に各々開口する気筒
毎の独立吸気通路形状を、この独立吸気通路によって発
生する慣性作用の同調回転数が最大馬力を生むエンジン
回転数より高回転数域（常用回転数域外）となるよう設
定した過給機装着のエンジンとしたものである。
圧縮比に設定するとともに、吸気弁がバルブリフト量1m
mの位置まで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時期
を、下死点よりクランク角で50deg以上遅れた時期に設
定する一方、一端が各気筒の燃焼室に各々開口する気筒
毎の独立吸気通路形状を、この独立吸気通路によって発
生する慣性作用の同調回転数が最大馬力を生むエンジン
回転数より高回転数域（常用回転数域外）となるよう設
定した過給機装着のエンジンとしたものである。
（作用） 以上の構成により、本発明では，低、中負荷域におい
て、吸気遅閉じによるポンピングロス低減によって低燃
費化が図れるとともに、高負荷域、特に吸気弁閉時期前
において吸気が入り易いエンジン高回転域においては、
吸気遅閉じによる有効圧縮比の上昇抑制に加え、独立吸
気通路に慣性作用が生じないことによる断熱圧縮作用の
低減によって、耐ノック性低下が防止でき、高トルクを
得る最適点火時期によって燃焼が行なわれる。よって、
熱効率が向上し、最高馬力を生む高回転域においては高
出力化と低燃費化の双方が達成できる。
て、吸気遅閉じによるポンピングロス低減によって低燃
費化が図れるとともに、高負荷域、特に吸気弁閉時期前
において吸気が入り易いエンジン高回転域においては、
吸気遅閉じによる有効圧縮比の上昇抑制に加え、独立吸
気通路に慣性作用が生じないことによる断熱圧縮作用の
低減によって、耐ノック性低下が防止でき、高トルクを
得る最適点火時期によって燃焼が行なわれる。よって、
熱効率が向上し、最高馬力を生む高回転域においては高
出力化と低燃費化の双方が達成できる。
（実施例） 以下、本発明の実施例について、図面に基づき説明す
る。
る。
なお、第１図は本発明の実施例を示す概略図であり、第
２図、および第２図中のIII−III断面図示の第３図は本
発明の実施例を示すDOHC6気筒エンジンにおける詳細図
である。
２図、および第２図中のIII−III断面図示の第３図は本
発明の実施例を示すDOHC6気筒エンジンにおける詳細図
である。
まず、第１図に基づいて説明すると、１は幾何学的圧縮
比が約10の高圧縮比に設定されたエンジン本体であっ
て、２はバルブシートから離れる開弁開始時期がクラン
ク角で上死点前10deg程度に設定され、バルブシートに
着座する完全な閉弁時期がクランク角で下死点後80deg
（すなわち、バルブリフト量1mmの位置まで閉じる時点
をもって定義された閉弁時期がクランク角で下死点後約
60deg）程度に設定された吸気弁である。
比が約10の高圧縮比に設定されたエンジン本体であっ
て、２はバルブシートから離れる開弁開始時期がクラン
ク角で上死点前10deg程度に設定され、バルブシートに
着座する完全な閉弁時期がクランク角で下死点後80deg
（すなわち、バルブリフト量1mmの位置まで閉じる時点
をもって定義された閉弁時期がクランク角で下死点後約
60deg）程度に設定された吸気弁である。
なお、完全な閉弁時期と上記バルブリフト量1mmの位置
で定義された閉弁時期との差は、エンジンによって多少
のバラツキはあるものの、クランク角で20±5deg程度で
ある。
で定義された閉弁時期との差は、エンジンによって多少
のバラツキはあるものの、クランク角で20±5deg程度で
ある。
４は下流端が各気筒の各々の燃焼室に開口し上流端がサ
ージタンク９に開口する気筒毎の独立吸気通路であっ
て、サージタンク９に開口する上流端から燃焼室に開口
する（つまり、吸気弁２の着座位置）までの通路長は約
300mmに設定されている。すなわち、本実施例のエンジ
ンにおいては、最高馬力を生むエンジン回転数（常用回
転数域の最高回転数）は約6000rpmであって、上記独立
吸気通路４における慣性効果発生の同調エンジン回転数
は、次式からわかるように、この6000rpmを超える高回
転域、いわゆるレッドゾーンである常用回転数域外に設
定されている。
ージタンク９に開口する気筒毎の独立吸気通路であっ
て、サージタンク９に開口する上流端から燃焼室に開口
する（つまり、吸気弁２の着座位置）までの通路長は約
300mmに設定されている。すなわち、本実施例のエンジ
ンにおいては、最高馬力を生むエンジン回転数（常用回
転数域の最高回転数）は約6000rpmであって、上記独立
吸気通路４における慣性効果発生の同調エンジン回転数
は、次式からわかるように、この6000rpmを超える高回
転域、いわゆるレッドゾーンである常用回転数域外に設
定されている。
Neは慣性同調エンジン回転数（rpm） ａは吸気中を伝播する音速（347m/sec,at25℃） Ｓは独立吸気通路の横断面積（本実施例のエンジンは
｛382×（π/4）×10-6m2｝ Ｖは行程容積（本実施例のエンジンでは400×10-6m3） Ｌは独立吸気通路長（ｍ） αは補正係数、つまり、吸気弁閉弁時期と慣性特性数と
により求められる係数であって、上記定義された吸気弁
閉時期の下死点後50deg〜90degは約0.87〜0.94） なお、この式から理解されるように、一般的にS/Vは大
きく変化しないので、慣性同調エンジン回転数は、独立
吸気通路長に影響されることがわかる。
｛382×（π/4）×10-6m2｝ Ｖは行程容積（本実施例のエンジンでは400×10-6m3） Ｌは独立吸気通路長（ｍ） αは補正係数、つまり、吸気弁閉弁時期と慣性特性数と
により求められる係数であって、上記定義された吸気弁
閉時期の下死点後50deg〜90degは約0.87〜0.94） なお、この式から理解されるように、一般的にS/Vは大
きく変化しないので、慣性同調エンジン回転数は、独立
吸気通路長に影響されることがわかる。
５はプーリ15の駆動ベルト25を介してクランク軸（図示
せず）により駆動される機械式過給機であって、詳しく
は、一対のねじロータから成るいわゆるリショルム式過
給機である。この過給機５の吸入側とエアクリーナ３と
は上流側共通通路12により連通されており、この上流側
共通通路12には上流側から順次、エアフローメータ17、
スロットルバルブ７、および過給機５をバイパスするバ
イパス通路８の合流部が設けられている。６はインター
クーラであって、インタークーラ６の上流側は下流側共
通通路11によって過給機５の吐出側と連通されており、
インタークーラ６の下流側は上流側吸気通路10によって
サージタンク９と連通されている。13はサージタンク９
内の圧力（スロットルバルブ７下流の吸気圧力）によっ
てバイパス通路８を開閉するバイパスバルブであって、
低負荷域においてはサージタンク９内の負圧によりバイ
パス通路８を開き、エンジン負荷が上昇するに従って次
第に開度を小さくし、高負荷域においては全閉となるバ
ルブである。16は独立吸気通路４に配設された燃料を噴
射するインジェクターである。
せず）により駆動される機械式過給機であって、詳しく
は、一対のねじロータから成るいわゆるリショルム式過
給機である。この過給機５の吸入側とエアクリーナ３と
は上流側共通通路12により連通されており、この上流側
共通通路12には上流側から順次、エアフローメータ17、
スロットルバルブ７、および過給機５をバイパスするバ
イパス通路８の合流部が設けられている。６はインター
クーラであって、インタークーラ６の上流側は下流側共
通通路11によって過給機５の吐出側と連通されており、
インタークーラ６の下流側は上流側吸気通路10によって
サージタンク９と連通されている。13はサージタンク９
内の圧力（スロットルバルブ７下流の吸気圧力）によっ
てバイパス通路８を開閉するバイパスバルブであって、
低負荷域においてはサージタンク９内の負圧によりバイ
パス通路８を開き、エンジン負荷が上昇するに従って次
第に開度を小さくし、高負荷域においては全閉となるバ
ルブである。16は独立吸気通路４に配設された燃料を噴
射するインジェクターである。
次に、第２図および第３図について説明する。なお、第
１図と同符号の構成の説明は省略する。
１図と同符号の構成の説明は省略する。
14はシリンダブロックであって、左バンクＬ側の＃1,＃
3,＃５のシリンダにはピストン30が、右バンクＲ側の＃
2,＃4,＃６のシリンダにはピストン31がそれぞれ摺動自
在に配設されており、このシリンダブロック14の上方に
は左バンクＬ側のシリンダヘッド18と右バンクＲ側のシ
リンダヘッド19が締結されている。各シリンダヘッド1
8、19のＶバンク内方側にはそれぞれ各気筒の燃焼室4
0、41に開口する吸気ポート50、51が形成されており、
またＶバンク外方側にはそれぞれ排気ポート48、49が形
成されている。20、21は吸気弁2a、2bを駆動するカムシ
ャフトであり、22、23は排気弁を駆動するカムシャフト
である。
3,＃５のシリンダにはピストン30が、右バンクＲ側の＃
2,＃4,＃６のシリンダにはピストン31がそれぞれ摺動自
在に配設されており、このシリンダブロック14の上方に
は左バンクＬ側のシリンダヘッド18と右バンクＲ側のシ
リンダヘッド19が締結されている。各シリンダヘッド1
8、19のＶバンク内方側にはそれぞれ各気筒の燃焼室4
0、41に開口する吸気ポート50、51が形成されており、
またＶバンク外方側にはそれぞれ排気ポート48、49が形
成されている。20、21は吸気弁2a、2bを駆動するカムシ
ャフトであり、22、23は排気弁を駆動するカムシャフト
である。
Ｖバンク間にはリショルム式過給機５が配設されてお
り、この過給機５を覆うように、それぞれのバンクの吸
気マニホールド54、55が配設されている。また、過給機
５の軸線方向後側には吸入ポート64が形成されており、
この吸入ポート64には上流側共通通路12が接続されてい
る。一方、過給機５の上方には吐出ポート65が形成され
ており、下流側共通通路11に接続されている。
り、この過給機５を覆うように、それぞれのバンクの吸
気マニホールド54、55が配設されている。また、過給機
５の軸線方向後側には吸入ポート64が形成されており、
この吸入ポート64には上流側共通通路12が接続されてい
る。一方、過給機５の上方には吐出ポート65が形成され
ており、下流側共通通路11に接続されている。
63はバイパス通路８を構成する上流側バイパス通路であ
って、各バンクの吸気マニホールド54、55に形成された
サージタンク9a、9bの各々に連通されている。62はバイ
パス通路８を構成する下流側バイパス通路であって、過
給機５の上流側に位置する上流側吸気通路12に連通され
ており、この下流側バイパス通路62と上流側バイパス通
路63との接続部にはバイパスバルブ13が配設されてい
る。
って、各バンクの吸気マニホールド54、55に形成された
サージタンク9a、9bの各々に連通されている。62はバイ
パス通路８を構成する下流側バイパス通路であって、過
給機５の上流側に位置する上流側吸気通路12に連通され
ており、この下流側バイパス通路62と上流側バイパス通
路63との接続部にはバイパスバルブ13が配設されてい
る。
66、67はそれぞれインタークーラであって、共通の入口
タンク75によって一体化されており、この入口タンク75
と過給機５の吐出ポート65が下流側共通通路11によって
連通されている。68、69はそれぞれのインタークーラ6
6、67の出口タンクであって、それぞれのバンクのサー
ジタンク9a、9bと上流側吸気通路10a、10bを介して接続
されている。
タンク75によって一体化されており、この入口タンク75
と過給機５の吐出ポート65が下流側共通通路11によって
連通されている。68、69はそれぞれのインタークーラ6
6、67の出口タンクであって、それぞれのバンクのサー
ジタンク9a、9bと上流側吸気通路10a、10bを介して接続
されている。
4a、4bは各バンクにおける気筒毎の独立吸気通路であっ
て、第３図に示す如く、P1からP2までの通路であり、前
述の如く、約300mmの長さに設定されており、エンジン
の常用回転数域には慣性同調回転数が存在しない形状と
されている。
て、第３図に示す如く、P1からP2までの通路であり、前
述の如く、約300mmの長さに設定されており、エンジン
の常用回転数域には慣性同調回転数が存在しない形状と
されている。
また、この独立吸気通路4a、4bの通路長は、吸気遅閉じ
によって、吸気弁2a、2bの閉弁直前における吸気の吹き
返し、すなわち、一度燃焼室40、41へ吸込まれた吸気が
サージタンク9a、9b内に逆流することによって、次の行
程における吸気の空燃比変動（空燃比の分配性悪化）が
発生することを配慮して、次の両式を満足する長さとさ
れている（つまり、所定の長さ以上とされている）。
によって、吸気弁2a、2bの閉弁直前における吸気の吹き
返し、すなわち、一度燃焼室40、41へ吸込まれた吸気が
サージタンク9a、9b内に逆流することによって、次の行
程における吸気の空燃比変動（空燃比の分配性悪化）が
発生することを配慮して、次の両式を満足する長さとさ
れている（つまり、所定の長さ以上とされている）。
Ａ＝B2×π/4〔Ｚ−Z/2｛（１−cos y） ＋Z/8I（１−cos2y）｝〕 Ｌ＝A/S Ａは吹き返し容量 Ｂはボア径（本発明の実施例では78×10-3m） Ｚはストローク（本発明の実施例では84×10-3m） Ｉはコネクティングロッド長 ｙは吸気弁の着座時点（全閉時点）からピストン上死点
までのクランク角（本発明の実施例では180deg−80de
g） さらにまた、エンジン低回転域では、共鳴作用による動
的過給が行えるよう、サージタンク9a、9bの各上流端か
らインタークータ66、67の入口タンク75までの長さ（上
流側吸気通路10a＋インタークーラ66、および上流側吸
気通路10b＋インタークーラ67の長さ）が比較的に長く
設定されており、エンジン低回転（例えば、1500rpm〜2
500rpm）域に共鳴の同調回転数が存在するよう設定され
ている。つまり、図２及び図３に示す実施例によると、
Ｖ型６気筒エンジンにおいて、インタークーラ66,67、
上流側吸気通路10a,10b及びサージタンク9a,9bが各バン
クに対し個別に設けられ、これらのバンク別の吸気系が
インタークーラ66,67の入口側タンク75で集合されてい
て、この入口側タンク75より下流側部分（インタークー
ラ66,67、上流側吸気通路10a,10b、サージタンク9a,9b
及び独立吸気通路4a,4b）が共鳴系（共鳴効果に関係す
る部分）を構成するので、この共鳴系の固有振動数を比
較的低くしてエンジン低回転域で同調するように設定さ
れている。
までのクランク角（本発明の実施例では180deg−80de
g） さらにまた、エンジン低回転域では、共鳴作用による動
的過給が行えるよう、サージタンク9a、9bの各上流端か
らインタークータ66、67の入口タンク75までの長さ（上
流側吸気通路10a＋インタークーラ66、および上流側吸
気通路10b＋インタークーラ67の長さ）が比較的に長く
設定されており、エンジン低回転（例えば、1500rpm〜2
500rpm）域に共鳴の同調回転数が存在するよう設定され
ている。つまり、図２及び図３に示す実施例によると、
Ｖ型６気筒エンジンにおいて、インタークーラ66,67、
上流側吸気通路10a,10b及びサージタンク9a,9bが各バン
クに対し個別に設けられ、これらのバンク別の吸気系が
インタークーラ66,67の入口側タンク75で集合されてい
て、この入口側タンク75より下流側部分（インタークー
ラ66,67、上流側吸気通路10a,10b、サージタンク9a,9b
及び独立吸気通路4a,4b）が共鳴系（共鳴効果に関係す
る部分）を構成するので、この共鳴系の固有振動数を比
較的低くしてエンジン低回転域で同調するように設定さ
れている。
なお、52、53は独立吸気通路4a、4bを構成する吸気マニ
ホールド54、55と吸気ポート50、51とを接続する接続管
であり、60はインジェクター16、16へ燃料を供給する燃
料分配管、71はスロットルバルブ７を収納するスロット
ルボディである。
ホールド54、55と吸気ポート50、51とを接続する接続管
であり、60はインジェクター16、16へ燃料を供給する燃
料分配管、71はスロットルバルブ７を収納するスロット
ルボディである。
上記構成としたことにより、幾何学的圧縮比が約10の高
圧縮比に設定されているものの、吸気遅閉じの構成によ
って有効圧縮比は７程度となり、その結果、一般的にノ
ッキングが発生し易い高負荷低回転域においては、耐ノ
ック性を向上させることができ、最適点火時期が確保で
きることにより、出力と燃費の双方が図れる。
圧縮比に設定されているものの、吸気遅閉じの構成によ
って有効圧縮比は７程度となり、その結果、一般的にノ
ッキングが発生し易い高負荷低回転域においては、耐ノ
ック性を向上させることができ、最適点火時期が確保で
きることにより、出力と燃費の双方が図れる。
さらに当実施例によると、この高負荷低回転域におい
て、共鳴効果が生じることにより、より一層エンジン出
力の向上が図られる。すなわち、後にも詳しく説明する
ように、高負荷低回転域では、上記のような吸気の遅閉
じによる有効圧縮比低下の効果が充分に得られることか
ら、共鳴効果をもたせても耐ノック性の確保は可能であ
り、共鳴効果を持たせることで過給機５の駆動馬力損失
の低減、ならびに過給機５の体積効率アップによってエ
ンジン出力が向上される。
て、共鳴効果が生じることにより、より一層エンジン出
力の向上が図られる。すなわち、後にも詳しく説明する
ように、高負荷低回転域では、上記のような吸気の遅閉
じによる有効圧縮比低下の効果が充分に得られることか
ら、共鳴効果をもたせても耐ノック性の確保は可能であ
り、共鳴効果を持たせることで過給機５の駆動馬力損失
の低減、ならびに過給機５の体積効率アップによってエ
ンジン出力が向上される。
なお、低、中負荷域においては、バイパス通路８が開通
していることと、吸気遅閉じ構成の双方によって、ポン
ピングロス低減が図れ、燃費が向上する。
していることと、吸気遅閉じ構成の双方によって、ポン
ピングロス低減が図れ、燃費が向上する。
一方、高負荷高回転域においては、独立吸気通路4a、4b
において、慣性作用が発生しないため、また、上流側吸
気通路10a、10b等によって共鳴作用が発生しないため、
これらの作用に起因する燃焼室40、41内での断熱圧縮は
無く、よって、耐ノック性が高い状態で維持されること
によって最適点火時期が確保され、高出力と低燃費化が
信頼性を確保しつつ図れる。
において、慣性作用が発生しないため、また、上流側吸
気通路10a、10b等によって共鳴作用が発生しないため、
これらの作用に起因する燃焼室40、41内での断熱圧縮は
無く、よって、耐ノック性が高い状態で維持されること
によって最適点火時期が確保され、高出力と低燃費化が
信頼性を確保しつつ図れる。
このように、高負荷高回転域においては信頼性確保のた
め慣性等の吸気の動的過給が生じないようにし、一方、
高負荷低回転域では出力向上を図るべく共鳴過給作用を
もたせてもよく、その理由をより具体的に説明すると次
の通りである。
め慣性等の吸気の動的過給が生じないようにし、一方、
高負荷低回転域では出力向上を図るべく共鳴過給作用を
もたせてもよく、その理由をより具体的に説明すると次
の通りである。
吸気遅閉じによると吸気弁開弁期間の終期の吸気の吹き
返しが生じることで有効圧縮比を低下させる作用が得ら
れるものであるが、吸気弁閉時期を一定の遅閉じとして
も、回転数が高くなるにつれて吸気流入速度が高まると
ともに有効開弁角が小さくなることで吸気の吹き返しが
生じる期間が減少することから、有効圧縮比を低下させ
て耐ノック性を高める作用は低回転側で大きく、高回転
側で小さくなる傾向がある。また、上記のような吸気通
路の構造によると、各気筒からバンク別の吸気系の上流
側集合部までにわたる圧力振動よる共鳴作用と、気筒別
の独立吸気通路を往復伝播する圧力波による慣性作用と
がそれぞれ生じる可能性があって、慣性同調回転数は共
鳴同調回転数よりも高回転側となる。これらの動的作用
を比較すると、高回転側での慣性作用は、加振源である
ピストンの速度が速く、かつ圧力伝播経路が短くて圧力
損失が小さいために大きな動的効果を生じるのに対し、
低回転側での共鳴作用は、加振源であるピストンの速度
が遅く、かつ共鳴系を圧力波が伝播する間の損失が大き
いので、動的効果が比較的小さい。
返しが生じることで有効圧縮比を低下させる作用が得ら
れるものであるが、吸気弁閉時期を一定の遅閉じとして
も、回転数が高くなるにつれて吸気流入速度が高まると
ともに有効開弁角が小さくなることで吸気の吹き返しが
生じる期間が減少することから、有効圧縮比を低下させ
て耐ノック性を高める作用は低回転側で大きく、高回転
側で小さくなる傾向がある。また、上記のような吸気通
路の構造によると、各気筒からバンク別の吸気系の上流
側集合部までにわたる圧力振動よる共鳴作用と、気筒別
の独立吸気通路を往復伝播する圧力波による慣性作用と
がそれぞれ生じる可能性があって、慣性同調回転数は共
鳴同調回転数よりも高回転側となる。これらの動的作用
を比較すると、高回転側での慣性作用は、加振源である
ピストンの速度が速く、かつ圧力伝播経路が短くて圧力
損失が小さいために大きな動的効果を生じるのに対し、
低回転側での共鳴作用は、加振源であるピストンの速度
が遅く、かつ共鳴系を圧力波が伝播する間の損失が大き
いので、動的効果が比較的小さい。
従って、常用回転数域のうちで、有効圧縮比を低下させ
る作用が小さい高負荷高回転域では、吸気の動的過給
（特に慣性作用）が生じると断熱圧縮による信頼性の低
下を招くが、有効圧縮比を低下させる作用が大きい高負
荷低回転域で共鳴作用をもたせても耐ノック性が損なわ
れることはない。
る作用が小さい高負荷高回転域では、吸気の動的過給
（特に慣性作用）が生じると断熱圧縮による信頼性の低
下を招くが、有効圧縮比を低下させる作用が大きい高負
荷低回転域で共鳴作用をもたせても耐ノック性が損なわ
れることはない。
そして、一般に過給機の特性として、低回転域では、高
回転域と比べ、相対的に吸入側への漏れ量の割合が多く
なることから過給機の体積効率が低く、かつ、過給機の
圧力比（吐出側圧力と吸入側圧力との比）が体積効率に
及ぼす影響が大きくて、圧力比が大きいと上記漏れ量の
増加により体積効率が低下する傾向があるが、低回転域
で共鳴作用を生じるようにしておけば、共鳴作用がない
場合と比べて吸気の吹き返し量が減少することで過給機
５の吐出側通路の圧力が低下し、上記圧力比が小さくな
って、過給機５の体積効率が高められる。このため、高
負荷低回転域では共鳴作用により有効に出力の向上が図
られる。
回転域と比べ、相対的に吸入側への漏れ量の割合が多く
なることから過給機の体積効率が低く、かつ、過給機の
圧力比（吐出側圧力と吸入側圧力との比）が体積効率に
及ぼす影響が大きくて、圧力比が大きいと上記漏れ量の
増加により体積効率が低下する傾向があるが、低回転域
で共鳴作用を生じるようにしておけば、共鳴作用がない
場合と比べて吸気の吹き返し量が減少することで過給機
５の吐出側通路の圧力が低下し、上記圧力比が小さくな
って、過給機５の体積効率が高められる。このため、高
負荷低回転域では共鳴作用により有効に出力の向上が図
られる。
一方、高負荷高回転域では、過給機５の体積効率が高
く、かつ、過給機５の圧力比が体積効率に及ぼす影響が
小さくて、吸気の動的過給作用をもたせなくても充分に
過給機５の体積効率が高く保たれて出力が向上される。
そこで、慣性過給作用の同調回転数が最大馬力を生むエ
ンジン回転数よりも高回転域となるように設定されるこ
とにより、高負荷高回転域での信頼性確保と高出力、低
燃費化が図られている。
く、かつ、過給機５の圧力比が体積効率に及ぼす影響が
小さくて、吸気の動的過給作用をもたせなくても充分に
過給機５の体積効率が高く保たれて出力が向上される。
そこで、慣性過給作用の同調回転数が最大馬力を生むエ
ンジン回転数よりも高回転域となるように設定されるこ
とにより、高負荷高回転域での信頼性確保と高出力、低
燃費化が図られている。
また、独立吸気通路4a、4bが比較的に短かいため、本実
施例の如く、Ｖ型エンジンの場合には、Ｖバンク間にお
ける独立吸気通路4a、4bの占有容積が少なくでき、よっ
て、過給機５をＶバンク間に配置できることにより、エ
ンジン全体のコンパクト化が図れる。
施例の如く、Ｖ型エンジンの場合には、Ｖバンク間にお
ける独立吸気通路4a、4bの占有容積が少なくでき、よっ
て、過給機５をＶバンク間に配置できることにより、エ
ンジン全体のコンパクト化が図れる。
なお、本実施例では、吸気弁閉時期が、バルブリフト量
1mmの位置で60degの例を示したが、それ以上閉弁時期を
遅くしても良い。すなわち、吸気弁閉時期はバルブリフ
ト量1mmに位置において、下死点後50deg〜90degの間で
あれば良い。90deg以上となれば始動性が悪化するため
に不適切である。さらにまた、上記吸気弁閉弁時期が下
死点後50deg〜90degの間を満足する独立吸気通路長とし
ては、吸気吹き返しも考慮して、約110mm〜300mm程度が
適切である。また、上記閉弁時期を50deg〜90degの間に
おいて変化させる可変バルブタイミング機構を設けても
良い。
1mmの位置で60degの例を示したが、それ以上閉弁時期を
遅くしても良い。すなわち、吸気弁閉時期はバルブリフ
ト量1mmに位置において、下死点後50deg〜90degの間で
あれば良い。90deg以上となれば始動性が悪化するため
に不適切である。さらにまた、上記吸気弁閉弁時期が下
死点後50deg〜90degの間を満足する独立吸気通路長とし
ては、吸気吹き返しも考慮して、約110mm〜300mm程度が
適切である。また、上記閉弁時期を50deg〜90degの間に
おいて変化させる可変バルブタイミング機構を設けても
良い。
（発明の効果） 以上のように本発明においては、幾何学的圧縮比を高圧
縮比とし、吸気遅閉じ構成によって有効圧縮比を低下さ
せ、かつ、高出力化を狙った過給機付エンジンにもかか
わらず最高馬力を生む高回転域にはあえて慣性同調回転
数が存在しないよう、その同調回転数が常用回転数域外
となる独立吸気通路形状に設定したことにより、エンジ
ン高負荷域の低回転域から高回転域の全域において、耐
ノック性を高く維持しつつ高出力を得る最適点火時期が
確保でき、信頼性の確保とともに、出力、燃費の双方が
向上でき、最高馬力をも増大できる。
縮比とし、吸気遅閉じ構成によって有効圧縮比を低下さ
せ、かつ、高出力化を狙った過給機付エンジンにもかか
わらず最高馬力を生む高回転域にはあえて慣性同調回転
数が存在しないよう、その同調回転数が常用回転数域外
となる独立吸気通路形状に設定したことにより、エンジ
ン高負荷域の低回転域から高回転域の全域において、耐
ノック性を高く維持しつつ高出力を得る最適点火時期が
確保でき、信頼性の確保とともに、出力、燃費の双方が
向上でき、最高馬力をも増大できる。
第１図は本発明の実施例を示す概略図、第２図は本発明
の実施例を示すDOHC6気筒エンジンにおける詳細な平面
図、第３図は第２図のIII−III断面図である。 １……エンジン、２、2a、2b……吸気弁、４、4a、4b…
…独立吸気通路、５……過給機、９、9a、9b……サージ
タンク、40、41……燃焼室
の実施例を示すDOHC6気筒エンジンにおける詳細な平面
図、第３図は第２図のIII−III断面図である。 １……エンジン、２、2a、2b……吸気弁、４、4a、4b…
…独立吸気通路、５……過給機、９、9a、9b……サージ
タンク、40、41……燃焼室
Claims (1)
- 【請求項１】エンジンの幾何学的圧縮比を8.5以上の高
圧縮比に設定するとともに、吸気弁がバルブリフト量1m
mの位置まで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時期
を、下死点よりクランク角で50deg以上遅れた時期に設
定した過給機装着のエンジンであって、一端が各気筒の
燃焼室に各々開口する気筒毎の独立吸気通路形状を、該
独立吸気通路によって発生する慣性過給作用の同調エン
ジン回転数が最大馬力を生むエンジン回転数より高回転
域となるよう設定したことを特徴とする過給機付エンジ
ンの吸気装置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1278232A JPH0791984B2 (ja) | 1989-10-24 | 1989-10-24 | 過給機付エンジンの吸気装置 |
| US07/602,143 US5121733A (en) | 1989-10-24 | 1990-10-24 | Air intake system for supercharged engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1278232A JPH0791984B2 (ja) | 1989-10-24 | 1989-10-24 | 過給機付エンジンの吸気装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03138416A JPH03138416A (ja) | 1991-06-12 |
| JPH0791984B2 true JPH0791984B2 (ja) | 1995-10-09 |
Family
ID=17594463
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1278232A Expired - Fee Related JPH0791984B2 (ja) | 1989-10-24 | 1989-10-24 | 過給機付エンジンの吸気装置 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5121733A (ja) |
| JP (1) | JPH0791984B2 (ja) |
Families Citing this family (28)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP3009770B2 (ja) * | 1992-01-20 | 2000-02-14 | マツダ株式会社 | 過給機付ｖ型２サイクルエンジン |
| US5443050A (en) * | 1992-01-31 | 1995-08-22 | Mazda Motor Corporation | Engine control system |
| JP3236654B2 (ja) * | 1992-03-31 | 2001-12-10 | マツダ株式会社 | 機械式過給機付エンジン |
| JPH07145740A (ja) * | 1993-09-30 | 1995-06-06 | Mazda Motor Corp | 機械式過給機付エンジンを備えたパワートレイン |
| JPH0968045A (ja) * | 1995-09-01 | 1997-03-11 | Yamaha Motor Co Ltd | 過給式エンジンの吸気装置 |
| US8215292B2 (en) | 1996-07-17 | 2012-07-10 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| FI114332B (fi) | 2000-11-08 | 2004-09-30 | Waertsilae Finland Oy | Ahdetun mäntämoottorin ilmansyöttöjärjestely ja -menetelmä ahdetun mäntämoottorin yhteydessä |
| SE528074C2 (sv) * | 2004-12-03 | 2006-08-29 | Koenigsegg Automotive Ab | Förbränningslufttillförselanordning |
| FR2945076A3 (fr) * | 2009-04-29 | 2010-11-05 | Renault Sas | Dispositif de suralimentation |
| EP2526276B1 (en) * | 2010-01-19 | 2019-08-28 | Marvin Wesley Ward | System, apparatus and method for clean, multi-energy generation |
| US8925528B2 (en) * | 2012-06-26 | 2015-01-06 | Ford Global Technologies, Llc | Engine balancing supercharger |
| JP2015055243A (ja) * | 2013-09-13 | 2015-03-23 | ヤマハモーターパワープロダクツ株式会社 | ４サイクルエンジンおよびエンジン発電機 |
| US10393037B2 (en) | 2015-12-09 | 2019-08-27 | Hyundai Motor Company | Method for controlling of valve timing of continuous variable valve duration engine |
| KR101807034B1 (ko) | 2015-12-09 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
| KR102394575B1 (ko) | 2017-11-20 | 2022-05-04 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 장치 및 이를 포함하는 엔진 |
| KR101807030B1 (ko) | 2015-12-09 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
| US10415488B2 (en) | 2015-12-09 | 2019-09-17 | Hyundai Motor Company | System and method for controlling valve timing of continuous variable valve duration engine |
| US10415485B2 (en) | 2015-12-10 | 2019-09-17 | Hyundai Motor Company | Method for controlling of valve timing of continuous variable valve duration engine |
| KR101807031B1 (ko) | 2015-12-10 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
| KR101776743B1 (ko) | 2015-12-11 | 2017-09-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
| US10634067B2 (en) | 2015-12-11 | 2020-04-28 | Hyundai Motor Company | System and method for controlling valve timing of continuous variable valve duration engine |
| KR101807023B1 (ko) | 2015-12-11 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
| US10428747B2 (en) | 2015-12-11 | 2019-10-01 | Hyundai Motor Company | System and method for controlling valve timing of continuous variable valve duration engine |
| US10323585B2 (en) | 2015-12-11 | 2019-06-18 | Hyundai Motor Company | Method for controlling of valve timing of continuous variable valve duration engine |
| US10920679B2 (en) | 2015-12-11 | 2021-02-16 | Hyundai Motor Company | Method for controlling of valve timing of continuous variable valve duration engine |
| US10634066B2 (en) | 2016-03-16 | 2020-04-28 | Hyundai Motor Company | System and method for controlling valve timing of continuous variable valve duration engine |
| KR101807037B1 (ko) * | 2016-03-16 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
| CN116025491A (zh) * | 2021-10-26 | 2023-04-28 | 本田技研工业株式会社 | 内燃机的进气装置 |
Family Cites Families (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
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| US2873574A (en) * | 1956-05-16 | 1959-02-17 | Clara M Long | Combination hot air and internal combustion engine |
| AT330506B (de) * | 1971-09-28 | 1976-07-12 | Autoipari Kutato Intezet | Kolbenbrennkraftmaschine mit abgasturboaufladung |
| KR910002898B1 (ko) * | 1986-11-27 | 1991-05-09 | 마쯔다 가부시기가이샤 | 과급기부착엔진 |
| JP2863927B2 (ja) * | 1988-03-15 | 1999-03-03 | マツダ株式会社 | エンジンの吸気装置 |
-
1989
- 1989-10-24 JP JP1278232A patent/JPH0791984B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1990
- 1990-10-24 US US07/602,143 patent/US5121733A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| US5121733A (en) | 1992-06-16 |
| JPH03138416A (ja) | 1991-06-12 |
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