JPH09228841A

JPH09228841A - ターボ過給機付ディーゼルエンジン

Info

Publication number: JPH09228841A
Application number: JP3246296A
Authority: JP
Inventors: Koichi Hatamura; 耕一畑村; Noriyuki Iwata; 典之岩田
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1996-02-20
Filing date: 1996-02-20
Publication date: 1997-09-02

Abstract

(57)【要約】【課題】ターボ過給機を備えたディーゼルエンジンに
おいて、始動時の着火、燃焼性を向上するとともに、高
速域で信頼性を向上し、かつターボ過給機の効率の良い
作動域を使用して出力向上、燃費改善を図る。【解決手段】ディーゼルエンジンにおいて、ターボ過
給機１５と、このターボ過給機１５のコンプレッサ１５
ａより下流の吸気通路１３に位置するインタークーラ１
９とを備え、エンジンの高回転域までエンジン回転数の
上昇につれて過給圧が次第に高くなるように上記ターボ
過給機１５による過給状態を設定するとともに、バルブ
リフト量１mmまで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉
時期をＢＢＤＣ４０°ＣＡ〜ＡＢＤＣ１５°ＣＡの範囲
内の早閉じとし、かつ、中速以上の領域での吸気の動的
過給の同調回転数が実用最高回転数以上となるように吸
気系を設定する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、ターボ過給機を備
えたディーゼルエンジンに関するものである。

【０００２】

【従来の技術】従来、過給機付のガソリンエンジンにお
いては、幾何学的圧縮比を一般の過給機付ガソリンエン
ジンと比べて高くするとともに、少なくとも低速高負荷
域で有効圧縮比を膨張比と比べて低くするように吸気弁
閉タイミングを設定することにより、低速高負荷域での
ノッキングの発生及び排気温度の上昇を抑制しつつ、ト
ルクアップや燃費改善を図るようにした技術が開発され
ている。

【０００３】例えば、特開平３−１３８４１６号公報に
示されるように、機械式過給機等の過給機を備えるとと
もに、エンジンの幾何学的圧縮比を８．５以上に設定
し、かつ、吸気弁がバルブリフト量１mmの位置まで閉じ
る時点をもって定義した吸気弁閉時期をクランク角で下
死点後５０°以上遅れた時期に設定し、このように吸気
弁遅閉じとすることにより、有効圧縮比を低下させて圧
縮上死点温度を引下げ、低速高負荷域でのノッキング抑
制等の作用が得られるようにしたものが知られている。

【０００４】また、特開平６−１０８８６０号公報に示
されるように、過給機付のガソリンエンジンにおいて、
吸気弁閉時期を下死点以前の所定早閉じ時期である第１
タイミングとこれより遅い時期である第２タイミングと
に変更可能とする閉時期可変手段を設けるとともに、閉
時期可変手段を制御する制御手段により吸気弁閉時期を
運転状態に応じて変更し、高負荷域における低速側の運
転領域で上記第１タイミング、高速側の運転領域で上記
第２タイミングとするようにしたものも知られている。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】ところで、上記各公報
に示されているような従来のこの種の技術は、主として
ガソリンエンジンを対象にしているが、ディーゼルエン
ジンにおいても、過給機を装備するとともに、有効圧縮
比を膨張比と比べて低くするように吸気弁閉時期を設定
することにより、出力性能及び燃費等の向上を図ること
が考えられる。しかし、ディーゼルエンジンで、かつタ
ーボ過給機を備えているものにおいて、このような技術
を適用するにあたっては、次のようにガソリンエンジン
とは諸条件が異なっているために特有の課題が生じる。

【０００６】すなわち、上記のように膨張比と比べて有
効圧縮比を低下させる手法としては吸気弁閉時期を一般
的タイミングより遅閉じとする手法と上死点以前の早閉
じとする手法とがあり、このうち、上記遅閉じによる
と、有効圧縮比を低下させる作用がエンジン低速側程大
きく、高速になるにつれて上記作用が小さくなる（有効
圧縮比が上昇する）という傾向があり、早閉じの場合は
これと逆の傾向がある。そして、過給機付のガソリンエ
ンジンの場合には、ノッキングが生じ易い高負荷低速時
に有効圧縮比を大きく低下させて圧縮上死点温度を引下
げることが要求される一方、ノッキングが軽減される高
負荷高速時には、吸入時間を確保して充填量を高めるこ
とが要求される。従って、特開平６−１０８８６０号公
報に見られるように弁閉時期可変機構を設ける場合は低
速時に早閉じとすることも考えられるが、動弁機構の簡
略化等のために吸気弁閉時期を固定タイミングとする場
合は、上記の特開平３−１３８４１６号公報に見られる
ように吸気弁を遅閉じとすることが、過給機付のガソリ
ンエンジンにおいて上記要求に適合する。

【０００７】ところが、ディーゼルエンジンでは、吸気
弁を遅閉じの固定タイミングにすると、低速時に有効圧
縮比が比較的大きく低下することにより、とくにエンジ
ンの始動時に着火のための圧縮圧力が不足して着火、燃
焼性が悪くなるという傾向が生じ易い。

【０００８】また、エンジンの高速域ではエンジンの信
頼性確保のために燃焼室内の最高圧力及び排気温度を規
制する必要があることから、一般にターボ過給機付エン
ジンではウエストゲートバルブ等を用いて高速域で過給
圧を一定値以上に上昇しないように規制しており、吸気
弁を遅閉じとする場合でも、有効圧縮比低下により最高
圧力や排気温度の上昇を抑制する作用は有するものの、
回転数の上昇につれて有効圧縮比低下度合が小さくなる
（有効圧縮比が上昇して幾何学的圧縮比に近づく）ため
に、高速域での過給圧上昇の規制は必要となる。さら
に、高速域で吸気の動的過給、例えば慣性過給が生じる
ような場合、その動的過給で断熱圧縮による温度上昇を
生じることから、その分だけ過給圧をより制限すること
が必要となる。しかし、後に詳述するように過給機の効
率の面からは高速時に過給機の高圧力比の作動域を使用
する方が望ましく、このような点でも改善の余地があ
る。

【０００９】本発明は、上記の事情に鑑み、ターボ過給
機を備えたディーゼルエンジンにおいて、始動性及び高
速域での信頼性を確保するとともに、できるだけターボ
過給機の効率の良い作動域を使用して出力、燃費を向上
することを目的とする。

【００１０】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明は、過給機を備えたディーゼルエンジンであ
って、ターボ過給機と、このターボ過給機のコンプレッ
サより下流の吸気通路に配置されたインタークーラとを
備え、エンジンの高回転域までエンジン回転数の上昇に
つれて上記インタークーラの下流の吸気圧力が次第に高
くなるように上記ターボ過給機による過給状態を設定す
るとともに、バルブリフト量１mm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もしくはその近傍の固
定タイミングとし、かつ、中速以上の領域での吸気の動
的過給の同調回転数が実用最高回転数以上となるように
吸気系を設定したものである。

【００１１】この構成によると、吸気弁閉時期が一般的
なディーゼルエンジンと比べて早く、下死点もしくはそ
の近傍に設定されていることにより、エンジン始動時等
の極低速時には有効圧縮比が比較的高い値（幾何学的圧
縮比に近い値）となり、始動時の着火、燃焼性が高めら
れる。また、このように吸気弁が早閉じとされることに
より、エンジンが高速側となるにつれ、有効圧縮比が低
下して最高圧力や排気温度を抑制する作用が高められる
ため、高速域でエンジン回転数の上昇につれてターボ過
給機の過給圧を高めるようにしても信頼性が確保され、
これによってターボ過給機の効率が高められる。さら
に、吸気の動的過給の同調回転数が実用回転数域外とさ
れることにより、動的過給による断熱圧縮での温度上昇
が避けられ、信頼性の確保及びターボ過給機の効率の向
上により一層有利となる。

【００１２】上記吸気弁閉時期はクランク角で下死点前
４０°から下死点後１５°までの範囲内とすることが好
ましい。

【００１３】また、この発明において、直噴式ディーゼ
ルエンジンであってエンジンの最高回転数が３５００ｒ
ｐｍ以上のものではエンジンの幾何学的圧縮比を１９以
下に設定し、直噴式ディーゼルエンジンであってエンジ
ンの最高回転数が２０００〜３５００ｒｐｍのものでは
エンジンの幾何学的圧縮比を１７以下に設定し、また副
室式ディーゼルエンジンであってエンジンの最高回転数
が３５００ｒｐｍ以上のものではエンジンの幾何学的圧
縮比を２１以下に設定することが好ましい。

【００１４】このようにすると、幾何学的圧縮比（従来
はエンジン最高回転数が３５００ｒｐｍ以上の高速乗用
車用小型直噴式ディーゼルエンジンで１８〜２０、エン
ジン最高回転数が２０００〜３５００ｒｐｍの中速トラ
ック用大型直噴式ディーゼルエンジンで１６〜１８、副
室式ディーゼルエンジンで２０〜２３）が比較的低い値
となり、信頼性の確保及び燃費改善に有利となる。そし
て、このように幾何学的圧縮比が低くされながらも、吸
気弁閉時期が上記のように設定されることで始動性が確
保されるとともに、高速域ではターボ過給機の過給圧が
高められることでトルクが確保される。

【００１５】また、この発明において、吸気弁を１気筒
当り２弁以上設けることが好ましい。このようにする
と、高速域での高過給時に吸気抵抗が過度に増大するこ
とが避けられる。

【００１６】また、過給圧を調節する過給圧調節手段を
設け、過給圧の異常上昇時には上記過給圧調節手段を作
動させて過給圧上昇を抑制するように構成することが好
ましい。例えば、過給圧調節手段として、排気通路にお
いて上記ターボ過給機のタービンをバイパスするウエス
トゲート通路に、この通路の流量を調節するウエストゲ
ートバルブを設けるとともに、このウエストゲートバル
ブをエンジンの低速域から高速域にまでわたって閉状態
とし、過給圧の異常上昇時にウエストゲートバルブを開
く制御手段を設ければよい。

【００１７】このようにすると、過給圧の異常上昇は避
けられながら、高速域でエンジン回転数の上昇につれて
過給圧が高められる。

【００１８】この場合、高速域までウエストゲートバル
ブによりウエストゲート通路を完全に遮断しておいても
よいが、過給機の諸元等との関係でエンジン回転数の上
昇に応じた過給圧上昇度合が大きくなりすぎるような場
合には、エンジンの高速域で上記ウエストゲートバルブ
から排気を漏らす手段を設けることにより、上記過給圧
上昇度合を調整すればよい。

【００１９】

【発明の実施の形態】本発明の実施の形態を図面に基づ
いて説明する。図１及び図２は本発明の一実施形態を示
し、これらの図において、１はディーゼルエンジンのエ
ンジン本体である。当実施形態では、上記エンジン本体
１が、４気筒の直噴式ディーゼルエンジンとしての構造
を有しており、各気筒２のピストン３に燃焼室４が形成
されるとともに、この燃焼室４に臨む燃料噴射用のノズ
ル５がシリンダヘッドに装備されている。上記ノズル５
は燃料通路６を介して燃料噴射ポンプ７に接続されてい
る。上記燃料噴射ポンプ７は、コントロールユニット
（ＥＣＵ）８により、運転状態に応じて制御されるよう
になっている。

【００２０】さらに、各気筒２の燃焼室４に対して吸気
ポート９及び排気ポート１０がシリンダヘッドに形成さ
れており、上記吸気ポート９及び排気ポート１０は吸気
弁１１及び排気弁１２によってそれぞれ開閉されるよう
になっている。当実施形態では上記吸気弁１１が１気筒
当り２弁とされ、つまり、各気筒２のシリンダボアに対
して２つずつの吸気ポート９が開口し、その各吸気ポー
ト９に吸気弁１１が配設されている。

【００２１】また、このディーゼルエンジンにはターボ
過給機１５が装備されている。このターボ過給機１５
は、吸気通路１３に設けられたコンプレッサ１３ａと、
排気通路１４に設けられたタービン１３ｂと、これらを
連結する軸とを有し、排気エネルギーによりタービン１
３ｂが回転し、それに連動したコンプレッサ１３ａの回
転により吸気を過給するようになっている。

【００２２】上記排気通路１４には上記タービン１３ｂ
をバイパスするウエストゲート通路１６が設けられ、ウ
エストゲート通路１６にウエストゲートバルブ１７が介
設されており、このウエストゲート通路１６及びウエス
トゲートバルブ１７によって過給圧調節手段が構成され
ている。このウエストゲートバルブ１７は、制御手段と
しての上記コントロールユニット８からの信号に応じて
アクチュエータ１８により作動される。そして、上記コ
ントロールユニット８によるウエストゲートバルブの制
御として、通常時は低速域から高速域までにわたって上
記ウエストゲートバルブ１７が閉弁状態に保たれ、過給
圧の異常上昇時等の異常時にのみフェイルセーフのため
ウエストゲートバルブ１７が開かれるようになってい
る。

【００２３】上記吸気通路１４におけるコンプレッサ１
３ａより下流側にはインタークーラ１９が設けられ、こ
のインタークーラ１９により、上記コンプレッサ１３ａ
から吐出された空気が冷却されるようになっている。ま
た、上記インタークーラ１９より下流において上記吸気
通路１４にはサージタンク２０が設けられ、このサージ
タンク２０に、各気筒の吸気ポート９に通じる気筒別吸
気通路２１が接続されている。

【００２４】このようなディーゼルエンジンにおいて、
エンジンの幾何学的圧縮比は、一般の直噴式ディーゼル
エンジンと比べて低い値に設定されている。具体的に
は、最高回転数が２０００〜３５００ｒｐｍのエンジン
では上記幾何学的圧縮比が１７以下、好ましくは１５〜
１７の範囲内に設定され、最高回転数が３５００ｒｐｍ
以上のエンジンでは上記幾何学的圧縮比が１９以下、好
ましくは１７〜１９の範囲内に設定される。

【００２５】また、図３（ａ）中に示すように、吸気弁
及び排気弁の開閉タイミングは固定タイミングとされ、
つまり、エンジン全域にわたって一定のタイミングで開
閉される。そして、とくに吸気弁閉時期ＩＣは、一般の
ディーゼルエンジンよりも早くて下死点（ＢＤＣ）もし
くはその近傍とされ、具体的には、バルブリフト量１mm
まで閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時期がＢＢＤ
Ｃ４０°ＣＡ〜ＡＢＤＣ１５°ＣＡの範囲内に設定され
ている。ここで、「ＢＢＤＣ」は下死点前、「ＡＢＤ
Ｃ」は下死点後を意味し、また「°ＣＡ」はクランク角
を意味している。なお、図３（ｂ）に示すカムリフトカ
ーブにおいてリフト部Ｌからランプ部への切換わり点を
実質の閉時期ＩＣ´とみなすと、この実質の閉時期ＩＣ
´と上記のバルブリフト量１mmまで閉じる時点をもって
定義された吸気弁閉時期ＩＣ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、２０±５°ＣＡ程度で
ある。

【００２６】また、中速以上の領域での吸気の動的過給
の同調回転数が実用最高回転数以上となるように吸気系
が設定されている。つまり、上記サージタンク２０と各
気筒の吸気ポート９との間の気筒別吸気通路２１が充分
に短く形成されることにより、この通路２１内を伝播す
る圧力波による慣性過給の同調回転数がエンジンの最高
回転数よりもかなり高くなり、実質的に実用回転数域内
では慣性過給が行われないように設定されている。な
お、ターボ過給機１５による過給作用が小さい中速以下
の領域で共鳴過給効果が生じるように吸気系を構成して
おいてもよい。

【００２７】上記ディーゼルエンジンは最高回転数が３
５００ｒｐｍ以上（例えば５０００ｒｐｍ程度）の高速
乗用車用小型ディーゼルエンジンあるいは最高回転数が
２０００〜３５００ｒｐｍの中速トラック用大型ディー
ゼルエンジンである。

【００２８】以上のような当実施形態のターボ過給機付
ディーゼルエンジンの作用を、図４〜図６を参照しつつ
次に説明する。なお、以下の説明の中でいう吸気弁閉時
期及び図４中にパラメータとして示す吸気弁閉時期の値
は、バルブリフト量１mmまで閉じる時点をもって定義し
たものである。

【００２９】図４は、吸気弁閉時期をパラメータとして
有効圧縮比とエンジン回転数との関係を示すものであ
る。この図において、曲線Ａ１は吸気弁閉時期がＡＢＤ
Ｃ２５°ＣＡの場合のもので、従来の一般的なエンジン
の吸気弁閉時期はこの程度である。この場合、エンジン
の低速側では吸気の吹き返しが生じること等により有効
圧縮比ε_e が幾何学的圧縮比ε_m (破線で示す)よりかな
り低くなり、エンジン回転数が上昇するにつれ有効圧縮
比が高くなって幾何学的圧縮比ε_mに近づく。

【００３０】同図中の曲線Ａ２，Ａ３，Ａ４は吸気弁閉
時期がＡＢＤＣ５°ＣＡ、ＢＢＤＣ３５°ＣＡ，ＢＢＤ
Ｃ４０°ＣＡの各場合を示している。このように吸気弁
閉時期が早閉じとされた場合、エンジンの始動域やその
付近の低速域では、吸気の吹き返しが少なくなることに
より、ＡＢＤＣ２５°ＣＡの場合と比べて有効圧縮比ε
_e が高くなる（幾何学的圧縮比ε_m に近くなる）という
傾向が生じる一方、高速域では、エンジン回転数の上昇
につれて有効圧縮比が低下する傾向が生じる。

【００３１】つまり、吸気弁閉時期を所定範囲内の早閉
じとした場合、一般的な吸気弁閉時期による場合と比
べ、エンジン低速域では体積効率（有効圧縮比ε_e にほ
ぼ対応する）が高められることにより、始動時の着火、
燃焼性が向上されることとなる。また、このように所定
範囲内の早閉じとすることにより、エンジンの高速域で
は、一般的な吸気弁閉時期による場合よりも有効圧縮比
が低下し、かつ、エンジン回転数の上昇につれて有効圧
縮比が次第に低くなるため、高速域で高過給が行われて
も、最高圧力及び排気温度の上昇が抑制され、信頼性が
向上される。

【００３２】なお、吸気弁閉時期をＢＢＤＣ４０°ＣＡ
よりもさらに早くし、例えばＢＢＤＣ５５°ＣＡとした
場合、図４中に曲線Ａ５で示すように、吸入期間が過度
に短くなるために、始動時等の低速時でも有効圧縮比ε
_e がかなり低くなり、高速域ではさらに著しく有効圧縮
比ε_e が低下してしまう。従って、吸気弁閉時期はＢＢ
ＤＣ４０°ＣＡ程度以後であることが望ましく、また、
ＡＢＤＣ１５°ＣＡ程度までであれば、低速域での始動
性向上及び高速域での信頼性確保の効果が得られる。

【００３３】また、吸気の動的過給の同調回転数が実用
回転数域外となるように吸気系が設定されていることに
よっても、信頼性が向上される。つまり、ターボ過給機
１５のコンプレッサ１５ａでの圧縮による吸気の温度上
昇に対してはその下流に位置するインタークーラ１９に
より充分に冷却が行われるが、吸気の動的過給が生じる
と、それによる断熱圧縮で燃焼室に流入する吸気の温度
が上昇し、最高圧力や排気温度の上昇を招く。そこで、
実用回転数域内では吸気の動的過給が生じないように設
定されることにより、動的過給による温度上昇が避けら
れ、信頼性が高められるようにしている。

【００３４】そして、上記のように吸気弁が所定範囲内
の早閉じとされ、かつ、吸気の動的過給の同調回転数が
実用回転数域外となるように吸気系が設定されるという
条件下で、ターボ過給機１５による過給が行われ、とく
に、高速域までウエストゲートバルブ１７が閉じられ、
エンジン回転数の上昇につれて過給圧が高められること
により、ターボ過給機１５の効率の高い作動域が使用さ
れ、出力向上及び燃費改善が図られる。この作用を、図
５によって具体的に説明する。

【００３５】図５は、縦軸にターボ過給機の圧力比、横
軸に空気流量をとり、上記実施形態による場合の過給特
性（曲線Ｂ１）と、従来のターボ過給機付ディーゼルエ
ンジンによる場合の過給特性（曲線Ｂ２）とを示してい
る。同図中、η1，η2，η3，…，ηnはターボ過給機の
効率を示し、これらの値の関係はη1＞η2＞η3＞……
＞ηnであって、η1が最も効率が良い。また、Ｎ1〜Ｎ5
はタービン回転速度(修正タービン回転速度)を示し、Ｎ
1＜Ｎ2＜Ｎ3＜Ｎ4＜Ｎ5である。また、Ｓはサージライ
ンである。

【００３６】従来のターボ過給機付ディーゼルエンジン
による場合、吸気弁閉時期が例えばＡＢＤＣ２５°ＣＡ
程度とされていて、有効圧縮比がエンジン回転数の上昇
につれて高くなる一方、信頼性確保のために高速域で過
給圧が一定値以上に上昇しないように制限されているこ
とから、この図に曲線Ｂ２で示すように、高流量側では
圧力比の上昇が抑えられ、効率との関係を見れば流量の
増大につれて急激に効率が低下する傾向となる。これに
対し、上記実施形態による場合、吸気弁が早閉じとされ
ることにより、エンジンの高速側程、有効圧縮比を低下
させて最高圧力及び排気温度を引き下げる作用が強めら
れるようにしつつ、高速域でもエンジン回転数の上昇に
つれて過給圧が高められるようにしているため、曲線Ｂ
１で示すように、高流量側にまでわたり流量増加につれ
て圧力比が上昇する。そして、このような特性とする
と、例えばこの図の中に示す特定の高流量Ｑａのときの
過給機の効率は、従来のターボ過給機付ディーゼルエン
ジンによる場合よりも上記実施形態による場合の方が高
められる。

【００３７】つまり、高流量側では、従来よりも効率の
高い作動域で過給機が使用されることにより、出力確保
に有利となるとともに、燃費が改善されることとなる。
そして、このように過給圧を高くしても、上記のように
吸気弁を早閉じとしていること、及び実用回転数域内で
吸気の動的過給が行われないようにしていることによ
り、燃焼サイクルの温度が低下して充分に信頼性が確保
される。

【００３８】また、上記実施形態では吸気弁が１気筒当
り２弁とされることにより高速側での高過給時にも吸気
抵抗が小さくなるようにしている。

【００３９】また、上記の吸気弁早閉じ等による作用と
関連して、エンジンの幾何学的圧縮比が一般の直噴式デ
ィーゼルエンジンと比べて低い１５〜１７（大型直噴式
ディーゼルエンジン）あるいは１７〜１９（小型直噴式
ディーゼルエンジン）とされることにより、信頼性向上
及び燃費改善等の効果がさらに高められる。

【００４０】すなわち、エンジンの圧縮比と熱効率との
関係としては、図６に示すように、所定圧縮比（１４〜
１６程度）までは圧縮比が高くなるにつれて熱効率が高
められるが、所定圧縮比を越えるとフリクションロス等
で圧縮比が高くなるにつれて熱効率が低下する傾向があ
り、よって１４〜１６程度が最も熱効率の高い（燃費の
良い）圧縮比となる。ところが、従来の一般的な直噴式
ディーゼルエンジンでは、始動時等の極低速時の着火，
燃焼性を確保する必要から、幾何学的圧縮比が２０程度
に高く設定されていた。

【００４１】これに対し、当実施形態のディーゼルエン
ジンでは、幾何学的圧縮比を１５〜１７（大型直噴式デ
ィーゼルエンジン）あるいは１７〜１９（小型直噴式デ
ィーゼルエンジン）という程度に低くしても、吸気弁早
閉じにより体積効率を高める作用で圧縮比が補われ、始
動時の着火，燃焼性が確保される。そして、このように
従来より幾何学的圧縮比が低くされることにより、信頼
性の確保に有利となるとともに、熱効率の高い膨張比を
保つことができ、その上、吸気弁早閉じによりエンジン
回転数の上昇につれて有効圧縮比が低下するため、信頼
性上の制約が弱まり、高過給によってさらに出力向上が
可能となる。このような作用により、燃費改善及び出力
向上に有利となる。

【００４２】図７は本発明の別の実施形態を示してい
る。当実施形態では、エンジン本体１が副室式ディーゼ
ルエンジンとしての構造を有しており、各気筒における
ピストン３３の上方の主燃焼室に噴口を介して連通する
副室３４がシリンダヘッドに形成されるとともに、燃料
噴射用のノズル３５が上記副室３４に臨むように装備さ
れている。ターボ過給機１５及び吸・排気系等の構造は
図１に示す実施形態と同様であり、吸気通路１３にはタ
ーボ過給機１５のコンプレッサ１５ａ、インタークーラ
１９、サージタンク２２等が配設され、排気通路１４に
はターボ過給機１５のタービン１５ｂが設けられるとと
もに、ウエストゲートバルブ１７を備えたウエストゲー
ト通路１６が設けられている。

【００４３】このディーゼルエンジンにおいて、エンジ
ンの幾何学的圧縮比は一般の副室式ディーゼルエンジン
（２１〜２３）と比べて低く、２１以下に設定されてい
る。好ましくは上記幾何学的圧縮比が１８〜２１の範囲
内とされる。また、吸気弁閉時期がＢＢＤＣ４０°ＣＡ
〜ＡＢＤＣ１５°ＣＡの範囲内に設定されている点、吸
気の動的過給の同調回転数が実用回転数域外となるよう
に吸気系が設定されている点等は、先の実施形態と同様
である。

【００４４】この実施形態による場合も、吸気弁早閉じ
により始動時の着火，燃焼性が高められ、また、吸気弁
早閉じとなっていることと吸気の動的過給の同調回転数
が実用回転数域外となっていることとで信頼性が高めら
れつつ、エンジンの高速域でターボ過給機の過給圧が高
められて、ターボ過給機の効率の良い作動域が使用され
ることにより出力向上及び燃費改善が図られ、さらに幾
何学的圧縮比が一般の副室式ディーゼルエンジンと比べ
て低くされることで信頼性向上及び燃費改善の効果が高
められる。

【００４５】なお、上記各実施形態では、過給圧調節手
段としてウエストゲート通路１６にウエストゲートバル
ブ１７を設け、このウエストゲートバルブ１７を高速域
まで閉状態に保つことによりエンジン回転数の上昇につ
れて過給圧が高まるようにしているが、高速域で上記ウ
エストゲートバルブ１７から排気を漏らす手段を設け、
例えば高速域でウエストゲートバルブ１７が少しだけ開
かれるようにバルブスプリングのバネ力等を設定し、あ
るいは制御手段等によって少しだけ開く状態にウエスト
ゲートバルブ１７を制御することにより、過給圧の上昇
度合を調整してもよい。

【００４６】また、上記ウエストゲート通路１６及びウ
エストゲートバルブ１７に代えて、吸気通路に過給気を
リリーフする通路及びリリーフバルブを設ける等により
過給圧調節手段を構成し、過給圧の異常上昇時等に上記
リリーフバルブ等を作動するようにしてもよい。

【００４７】また、各気筒に配設される吸気弁は２弁に
限定されないが、１弁であると高速域での高過給時に吸
気抵抗が増大して出力向上等の効果が損なわれる懸念が
あるため、２弁以上であることが望ましい。その他の各
部の構造も本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々変更し
て差し支えない。

【００４８】

【発明の効果】以上説明したように、本発明は、ターボ
過給機及びインタークーラを備えたディーゼルエンジン
において、エンジン回転数の上昇につれて次第に過給圧
を高めるようにするとともに、バルブリフト量１mmまで
閉じる時点をもって定義した吸気弁閉時期を所定範囲内
の早閉じとし、かつ、吸気の動的過給の同調回転数が実
用回転数域外となるように吸気系を設定しているため、
エンジン始動時に有効圧縮比を高めて着火、燃焼性を向
上するとともに、エンジン高速域で、信頼性を確保しつ
つ、ターボ過給機の過給圧を高めて効率の高い作動域を
使用することができ、これによって出力性能を向上する
とともに燃費を改善することができる。

【００４９】また、このように吸気弁早閉じにより始動
性が向上されることから、従来の一般的なディーゼルエ
ンジンと比べて幾何学的圧縮比を低くすることができ、
例えば最高回転数が３５００ｒｐｍ以上の小型直噴式デ
ィーゼルエンジンで１９以下、最高回転数が２０００〜
３５００ｒｐｍの大型直噴式ディーゼルエンジンで１７
以下、副室式ディーゼルエンジンで２１以下とすること
ができ、これによって信頼性向上及び燃費改善等の効果
をより一層高めることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施形態によるターボ過給機付ディ
ーゼルエンジンの概略正面図である。

【図２】上記ターボ過給機付ディーゼルエンジンの概略
平面図である。

【図３】（ａ）はバルブタイミングを示す図、（ｂ）は
カムリフトカーブにおける吸気弁閉時期付近の部分を拡
大して示す図である。

【図４】吸気弁の閉時期をパラメータとして有効圧縮比
とエンジン回転数との関係を示す図である。

【図５】本発明と従来のターボ過給機付エンジンとにつ
き、ターボ過給機の圧力比と空気流量との関係を示す図
である。

【図６】熱効率と圧縮比との関係を示す図である。

【図７】本発明の別の実施形態によるターボ過給機付デ
ィーゼルエンジンの概略図である。

【符号の説明】

１，３１エンジン本体５，３５燃料噴射用のノズル１１吸気弁１３吸気通路１５ターボ過給機１６ウエストゲート通路１７ウエストゲートバルブ１９インタークーラ

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】過給機を備えたディーゼルエンジンであ
って、ターボ過給機と、このターボ過給機のコンプレッ
サより下流の吸気通路に配置されたインタークーラとを
備え、エンジンの高回転域までエンジン回転数の上昇に
つれて上記インタークーラの下流の吸気圧力が次第に高
くなるように上記ターボ過給機による過給状態を設定す
るとともに、バルブリフト量１mm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もしくはその近傍の固
定タイミングとし、かつ、中速以上の領域での吸気の動
的過給の同調回転数が実用最高回転数以上となるように
吸気系を設定したことを特徴とするターボ過給機付ディ
ーゼルエンジン。
【請求項２】上記吸気弁閉時期をクランク角で下死点
前４０°から下死点後１５°までの範囲内に設定したこ
とを特徴とする請求項１記載のターボ過給機付ディーゼ
ルエンジン。
【請求項３】直噴式ディーゼルエンジンであって、エ
ンジンの最高回転数を３５００ｒｐｍ以上に設定すると
ともに、エンジンの幾何学的圧縮比を１９以下に設定し
たことを特徴とする請求項１または２記載のターボ過給
機付ディーゼルエンジン。
【請求項４】直噴式ディーゼルエンジンであって、エ
ンジンの最高回転数を２０００〜３５００ｒｐｍに設定
するとともに、エンジンの幾何学的圧縮比を１７以下に
設定したことを特徴とする請求項１または２記載のター
ボ過給機付ディーゼルエンジン。
【請求項５】副室式ディーゼルエンジンであって、エ
ンジンの最高回転数を３５００ｒｐｍ以上に設定すると
ともに、エンジンの幾何学的圧縮比を２１以下に設定し
たことを特徴とする請求項１または２記載のターボ過給
機付ディーゼルエンジン。
【請求項６】吸気弁を１気筒当り２弁以上設けたこと
を特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載のターボ
過給機付ディーゼルエンジン。
【請求項７】過給圧を調節する過給圧調節手段を設
け、過給圧の異常上昇時に上記過給圧調節手段を作動さ
せて過給圧上昇を抑制するようにしたことを特徴とする
請求項１乃至６のいずれかに記載のターボ過給機付ディ
ーゼルエンジン。
【請求項８】過給圧調節手段として、排気通路におい
て上記ターボ過給機のタービンをバイパスするウエスト
ゲート通路に、この通路の流量を調節するウエストゲー
トバルブを設けるとともに、このウエストゲートバルブ
をエンジンの低速域から高速域にまでわたって閉状態と
し、過給圧の異常上昇時にウエストゲートバルブを開く
制御手段を設けたことを特徴とする請求項７記載のター
ボ過給機付ディーゼルエンジン。
【請求項９】エンジンの高速域で上記ウエストゲート
バルブから排気を漏らす手段を設けたことを特徴とする
請求項８記載のターボ過給機付ディーゼルエンジン。